Đồ án môn học chi tiết máy

1-xác định công suất động cơ .p Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức sau: Pct=η t P .Trong đó : Pct-công suất cần thiết trên trục động cơ [kw].. Như vậy muốn xác

Đồ án môn học chi tiết máy

A CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I- Chọn động cơ.

1-xác định công suất động cơ p

Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức sau:

Pct=η

t P

.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

+/ Ta có :

η = ηôl4 η2

BR ηx

Trong đó : ηôl - Hiệu suất của một cặp ổ lăn

ηBR- Hiệu suất của bộ truyền bánh răng

ηx - Hiệu suất của bộ truyền xích

Dựa vào bảng 2.3/1/trang19 ta tra được hiệu suất của các bộ truyền,nó được thống kê ở bảng sau

Như vậy muốn xác định công suất động cơ cần biết công suất tính toán

Pt , mà công suất được xác định tuỳ thuộc vào chế độ làm việc của động cơ và tính chất tải trọng

+/ Xác định Pt :

Ở đây đề bài cho tải trọng thay đổi - rung động nhẹ

1 t t t

t lv

+

Trong đó:

tlv = t1 +t2 =1+2,5= 3,5(giờ)- thời gian làm việc

t0-thời gian nghỉ ; tck – thời gian chu kỳ

 ts = 4

5 , 3

= 7,65

(KW)

Theo đầu bài có : t1 =1 (h) ; t2 = 2,5 (h); thay t1,t2,P1 vào (1) ta được :

Pt = 7,65 0,862 = 6,5943 (KW)

• Pct = ηt

P

= 0 84

5943 , 6

nlv- số vòng của trục máy công tác ở đây là trục của băng tải quay

ut- Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động

Đối với hệ thống băng tải ta có :

nlv=60.1000π.D .V = 600003,14.340.0,85= 47,77 [v/ph].

Trong đó : V- Vận tốc băng tải [m/s]

D- Đường kính tang quay [mm]

Với sơ đồ đề bài ra thì tỉ số truyền của toàn hệ thống :

Ut=Uh.Ux.

Uh : tỉ số truyền của hộp giảm tốc;

Ux : tỉ số truyền của bộ truyền xích;

Tra bảng 2.4/1/trang 21 sách thiết kế CTM ta chọn được Uh=14,Ux=2.1 Vậy nsb=nlv..Ut= 47,77.2,1 = 1404,4 [v/ph].

T

T T

nlv- Số vòng quay của trục tang

Với Uh= 14, tra bảng (3.1/43) ta được : u1=4,79 , u2=2,92;

III- Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục.

Dựa vào công suất cần thiết Pct của động cơ và sơ đồ của hệ thống dẫn động ta tính được trị số công suất ,mômen và số vòng quay trên các trục

241 , 104

Việc thiết kế truyền động bánh răng được tiến hành qua các bước sau :

II- xác định ứng suất cho phép.

ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] được xácđịnh theo công thức sau

[σH] =

H

HL xH v r H

S

K K Z

S

K K K Y

.

0 lim

σ

.Trong đó :

ZR- Hệ số xêt đến độ nhám của mặt răng làm việc

Zv- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

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 chung ứng suất

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

KFc- Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải vì bộ truyền quay một chiề

nên: K Fc = 1.

KHL,KFL-Hệ số tuổi thọ

SH,SF- Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

σ0 Hlim- ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

σ0 Flim- ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Khi thiết kế sơ bộ lấy Z R Z v K xH = 1 và Y R Y s K xF = 1, do đó công thức

ứng suất cho phép là:

[σH] =

H

HL H

[σF ] =

F

Fc FL F

σ

.Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1=245 Mpa

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB2=230 Mpa

tra bảng 6.2/1/ được

σ0 Hlim = 2.HB +70 và S H =1,1.

σ0 Flim = 1,8.HB và S F =1,75.

H HL

i

T

T c

c- Số lần ăn khớp trong một vòng quay

Ta có :

ck

i i i

HE

t

t T

T t

U

n c

3

max 1

1

2 = ∑ ∑ 

) 625 , 0 8 , 0 25 , 0 1 ( 5 300 8 384 , 304 1

Vì NHE2 > NHO2 nên lấy hệ số tuổi thọ KHL2 = 1.

 NHE1 > NHO1 nên lấy hệ số tuổi thọ KHL1= 1.

Như vậy theo(6.1a) sơ bộ xác định được ứng suất cho phép

[σH] =

H

HL H

S

K

.

0 lim

σ

 [σH]1=

H

HL H

S

K

.

0 lim

S

K

.

0 lim

m i

T

T c

N

F

.

60

FE

t

t T

T t

U

n c

6

max 1

NFE2 > NFO nên lấy hệ số tuổi thọ KFL2 = 1.

⇒ NFE1 > NFO1 nên lấy hệ số tuổi thọ KFL1 = 1.

Theo (6.2a) với bộ truyền quay 2 chiều, KFC = 0,7 ta có:

 [σF]1 =

F

Fc FL F

1

] [

.

1

ba H

H I a

w

u

K T u

K a

Ψ +

=

σ

β

(1)Trong đó : Ka- Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng,tra

bảng 6.5/1/ : Ka= 49,5 (răng

thẳng)

u1- tỷ số truyền của cặp bánh răng , u1= 4,79 (xác định ở trên).

TI- Mô men xoắn trên trục bánh chủ động, T I = 50903,858

(N.mm) KH β- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên

chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, nó phụ thuộc vào vị trí của bánh răng đối với ổ và hệ số ψbd.

3 , 0 79 , 4 ) 8 , 481 (

38 , 1 858 , 50903

1 79

Tính lại khoảng cách trục :

) 105 22 (

5 , 2 2

m

= 158,75

(mm)với Zt là tổng số răng

= 0,5

Hệ số : ky= 127

5 , 0 1000

1000

=

t z

. t

x z k

2

cos

 αtw= 21,195 0

3 - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo (6.33)/1/, ứng suất tiếp xúc:

1 1

.

) 1 (

2

w m w

H

d u b

u K

(2)Trong đó : ZM - Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra bảng 6.5/1/ ta được : ZM=

274 MPa1/3

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

ZH= 2 cos βb / sin 2 αtw = 2.1/sin(2.21,1950) => ZH = 1,722

Zε - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với răng thẳng εβ = 0 ta có:

−

=

105

1 22

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

,

1

2

1 z z

4 −

= 0,8748

T1- Momen xoắn trên trục bánh răng 1, T1 = 50903,858 (N.mm)

KH- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

trị số của KHv tính theo công thức sau:

KHv= 1 + α β

υ

H H

w w H

K K T

d b

.

2

.

1

1

dw1: Đường kính vòng lăn bánh nhỏ

dw1= 2. 11 42,79.1601

+

= +

.d w1n1 =

(m/s)Với v = 4,2316 (m/s) tra bảng 6.13/1/ dùng cấp chính xác 8, do

w w H

K K T

d b

2

.

1

1

= 1 + 2.50903,858.1,138.1=

459 , 55 48 2346 , 8

 σH = 274 1,722 0,8748 48 4 , 79 ( 55 , 459 ) 2

) 1 79 , 4 (

3533 , 1 858 , 50903

 = 438,547

(MPa)

• Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo (6.1)/1/ với v= 4,2316 (m/s) < 5 (m/s) lấy Zv= 1

547 , 438 7 ,

Sự chênh lệch này bằng 4% nên đã thoả mãn yêu cầu

4 - Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Theo (6.43)/1/ :

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

.

2

1

1

[σF1] (3) trong đó :

KF- Hệ số tuổi thọ khi tính về uốn, theo (6.45)/1/:

KFv- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính

về uốn, theo (6.46)/1/ :

KFv = 1 + β α

υ

F F

w w F

K K T

d b

.

2

.

w w F

K K T

d b

2

.

1

1

=1+2 50903 , 858 1 , 288 1

459 , 55 48 959 , 21

= 1,371

• KF = KF β KF α KFv = 1,288 1 1,371 = 1,7658 Yε- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

=> σF1 = b d m

Y Y Y K T

w w

F F

.

.

2

1 1

1

= 48.55,459.2,5

83 , 3 1 5868 , 0 7658 , 1 858 , 50903 2

YR- Hệ số kể đến ảnh hưởng mặt lượn chân răng, YR= 1.

Ys- Hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu đối với sự tập trung ứng suất, với

• thoả mãn điều kiện bền uốn

5- Kiểm nghiệm quá tải:

Theo (6.48):

σH1max = σH K qt

= 448,7 1,4 = 530,9 (MPa) < [σH] max = 1260 (MPa)

Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất cực đại σFmax tại mặt chân răng không được vượt quá một trị số cho phép

Vậy σF1max < [σF1]max = 464 (MPa)

σF2max < [σF2]max = 360 (MPa)

6 - Xác định các thông số bộ truyền:

Bảng 5Bảng thống kê các thông số

ba H

H II U

K T

Ψ σ

β

.Trong đó : Ka- Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng tra

bảng 6.5/1/ trang 96 được K a = 49,5.

U2- tỷ số truyền của cặp bánh răng , U 2 = 2,92 (tính ở trên).

TII- Momen xoắn trên trục bánh chủ động, T II = 234150,448(N.mm)

KH β- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều

rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, nó phu thuộc vào vị

trí của bánh răng đối với ổ và hệ số ψ1d

8 , 481 (

0531 , 1 448 , 234150

U m

5 , 2 2

20 cos 5 , 2 148

2

cos

=> αtw = 20 0 IV-Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau:

2 2

2

.

) 1 (

2

w w

H II

d U b

U K T

cos

1 2

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

(tính ở trên ) tra được K Hβ= 1,0531

KH α- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp, với răng thẳng K Hα=1.

KHv- Hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp trị số của KHv

tính theo công thức sau

KHv= 1 +

β

H II

w w H

K K T

d b V

2

. 3

Với cấp chính xác làm việc êm là 9 tra bảng 6.16/1/ ta chọn được trị

số của hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch bước răng g0= 73.

Với HB2= 230< 350 tra bảng 6.15/1/ tra được hệ số kể đến ảnh

hưởng của các sai số ăn khớp δH= 0,006.

w w H

K K T

d b V

.

.

2

w w

H II

d U b

U K T

.

) (

.

 σH = 274.1,72.0,876 74 2 , 89 ( 95 , 115 ) 2

) 1 89 , 2 (

1328 , 1 448 , 234150

Với v= 1,515 m/s <5 m/s lấy Zv= 1, với cấp chính xác tiếp xúc là 9, chọn

cấp chính xác động học là 9 khi đó cần gia công răng đạt độ nhám

66 , 430 62 , 433

=

−

• Sự chênh lệc này thảo mãn yêu cầu tiết kiệm vật liệu

V- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không vượt quá một trị số cho phép:

σF1 = T b K d Y Y m Y ≤

w w

F F

II

.

2

2 2

1

β ε

Y

Y

σ

[σF2]Trong đó : TII- Momen xoắn trên trục bánh chủ động 3

=

= α

ε (εα= 1,7667 tính ở trên )

Yβ- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, vì răng thẳng nên Yβ = 1.

YF1,YF2- Hệ số biên dạng răng của bánh 3 và 4, tra bảng 6.18/1/ trang 109 với số răng tương đương Zv1= Z3 =38, Zv2=

Z4=110

và hệ số dịch chỉnh x1= x2= 0 tra được Y F1 = 3,72 , Y F2 = 3,6

KF- Hệ số tuổi thọ khi tính về uốn

KF= KF β KF α KFv

K F β- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn tra bảng 6.7/1/ trang 98

được : K Fβ =

1,2752

KF α- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, vì răng thẳng nên: K Fα = 1.

KFv- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

w w F

K K T

d b V

2

Theo bảng 6.15/1/ trang 107 tra được hệ số kể đến ảnh hưởng

của sai số ăn khớp δF = 0,016 ,

v= 0,36 [m/s] (tính ở trên) và g 0 = 73 (tra ở trên).

w w F

K K T

d b V

2

F F

II

.

2

2 2

1

β ε

F

F F

Trong đó : YR- Hệ số kể đến ảnh hưởng mặt lượn chân răng thông

thường lấy Y R = 1.

Ys- Hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu đối với sự tập trung ứng

suất lấy Y s =1,08-0,0695.ln2,5= 1,0163

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

bền uốn với da < 700 mm lấy K xF = 1.

VI- Kiểm nghiệm quá tải.

Khi làm việc bánh răng có thể quá tải khi mở máy vì vậy ta cần phải kiểm nghệm quá tải khi nở máy, với hệ số quá tải là:

Kqt = = = 1 , 4

T

T T

.Cần kiểm nghiệm răng về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cực đại

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không vược ứng suất suất cho phép

σHmax= σH K qt ≤ [σH]max

σHmax= σH K qt = 430,66 1 , 4= 509,563

[Mpa]

Vậy σHmax = 506,66 < [σHmax ]= 1260 [Mpa].

Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất cực đại σFmax tại mặt chân răng không được vượt quá một trị số cho phép

σFmax = σF.Kqt ≤ [σF]max

σF3max = σF3.Kqt = 149,89.1,4 = 209,846 [Mpa].

σF2max = σF2.Kqt = 145,054.1,4 = 203,076 [Mpa].

Vậy σF3max = 209,846 < [σF3 ] max = 360 [Mpa]

σF4max = 203,076 < [σF4 ] max = 464[Mpa].

Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, không yêu cầu bộ truyền làm việc êm

ta chọn xích ống con lăn mặt khác xích ống con lăn rẻ hơn xích răng

II-Xác định một số thông số của bộ truyền.

Với đĩa xích tiêu chuẩn của bộ truyền xích có số răng

đĩa xích nhỏ Z01 = 25, và chọn số vòng quay đĩa nhỏ

theo dãy tiêu chuẩn n01 = 200 [v/ph]

K- Được tính từ các hệ số thành phần

K= k0.ka kđc k1t Kđ kc

K0- Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, giả sử

đường nối hai tâm đĩa xích so với phương nằm ngang

nhỏ hơn 600 tra bảng 5.6/1/ được k 0 = 1.

Ka- Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, giả sử

khoảng cách trục a = (30 50).t, tra bảng 5.6/1/ được k a = 1.

Kđc- Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích, ở đâychọn vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích tra

bảng 5.6/1/ được k đc = 1.

Kbtr- Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn, ở đây môi trường làm việc

có bụi , chất lượng bôi trơn II, tra bảng 5.6/1/ được K btr = 1,3.

Kđ- hệ số tải trọng động, kể đến tính chất tải trọng, ở đây cho tải trọng

thay đổi nên tra bảng 5.6/1/ được k đ = 1,35.

Kc- Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền, ở đây chọn bộ truyền

làm việc một ca, tra bảng 5.6/1/ được k c = 1.

Vậy K = k0.ka kđc k1t Kđ kc = 1.1.1.1,35.1,3 = 1,755.

Pt = PIII.k.kz.kn = 7,167.1,755.1.1,9186 = 24,132

[kw]

Với n01 = 200 v/ph tra bảng 5.5/1/ chọn được bước xích t = 38,1 [mm]

và công suất cho phép [P] = 34,8 kw, thoả mãn điều kiện.

P t = 24,132 < [P] = 34,8 [kw].

Đồng thời theo bảng 5.8/1/ có t < tmax, cũng theo bảng 5.5/1/ với

t =38,1 mm ta tra đựơc đường kính chốt d c = 11,12 mm và chiều dài

1 , 38 ) 25 55 ( 2

55 25 1 , 38

1524 2

4

) (

2 1 2 2

Π

− +

+ +

a

t z z z z t

−

− +

− + +

−

2 1 2 2

2 1 1

( 5 ,

− +

+

−

2 2

14 , 3

25 55 2 ) 55 25 ( 5 , 0 120 )

25 55 ( 5 , 0

241 , 104 25

III Tính kiểm nghiệm xích về độ bền uốn.

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải va đập trong quá trình làm việc, cần tiến hành kiểm nghiệm về

quá tải theo hệ số an toàn s, ở đây ta kiểm nghiệm về quá tải khi mở máy với

d

≥ + +

Trong đó : Q-Tải trọng phá hỏng, tra bảng 5.2/1/ được Q = 127

V=

60000

241 , 104 , 1 , 38 25 60000

10 127

Vậy S > [S] , bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.

IV-Tính các thông số của bộ truyền xích.

1- Đường kính vòng chia đĩa xích d.

d1=

25

180 sin

1 , 38

1 , 38

V- Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc.

ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện sau:

σH = 0,47

d

vd d t r

K A

E F K F k

Kd- Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy,K d =1(1

dãy)

Kđ- Hệ số tải trọng động, K đ = 1,3

Kr- Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích

Kr1= 0,42 (vì Z1= 25 răng)

Diện tích chiếu của bản lề, tra bảng 5.12/1/ được A=395 mm

E- Mô đun đàn hồi của vật liêu, E= 2,1.105 [Mpa]

=>σH1= 0,47

d

vd d t r

K A

E F K F k

.

).

(

=0,47

1 395

10 1 , 2 ).

49 , 7 3 , 1 4331 ( 42 ,

Với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 400 lấy k x = 1,15

D- TÍNH TOÁN TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC

I- Chọn vật liệu chế tạo trục

Vì ở đây tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 có độ cứng

HB230-280 ,và σh= 600 Mpa, ứng suất xoắn cho phép τ = (12 30) Mpa

II- Xác định sơ bộ đường kính trục và khoảng cách gối trục

dK=

3

] [

2 ,

k T

.Trong đó: dk- Đường kính trục thứ k

[τ]- Mômen xoắn cho phép chọn [τ] = 20 Mpa

Tk- Mômen xoắn trên trục thứ k

2 ,

I T

= 3 0 , 2 20

858 , 50903

= 23,34 [mm]

dsb2 =

3

] [

2 ,

II T

= 3 0 , 2 20

448 , 234150

= 38,82 [mm]

dsb3 =

3

] [

2 ,

III T

= 3

15.2,0

4,

515534

= 54,75 [mm]

Do đường kính đầu vào của hộp giảm tốc d1 được lắp bằng khớp nối với trục của động cơ nên đường kính tối thiểu của trục vào phải lấy bằng (0,8…1,2).dđc, tra bảng p1.6/1/ được dđc= 38 [mm] do đó d1= (0,8…1,2).38 = (30,4…45,6) mm

1- xác định chiều rộng các may ơ

+ Chiều rộng may ơ nửa khớp nối, ở đây chọn nối trục vòng đàn hồi nên ta có:

h- Chiều cao lắp ổ và đầu bulông, tra bảng 10.3/1/ lấy hn = 17