Đồ án môn chế tạo máy

Đặc điểm: - Làm việc với tải trọng khác nhau. - hệ số sử dụng trọng tải đạt khoảng 75%

Mục lục

I Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 2

1 Chọn động cơ 2

2 Phân phối tỉ số truyền 3

3 Tính toán các thông số động học 3

II Thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc 4

1 Tính toán cấp nhanh – bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 4

2 Tính toán cấp chậm – bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 9

III Tính toán bộ truyền xích 14

1 Chọn loại xích 14

4 Tính đờng kính xích 16

5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc 16

6 Xác định lực tác dụng lên trục 17

7 Kết luận 17

IV Tính toán thiết kế trục 17

1 Xác định sơ đồ đặt lực 17

2 Chọn vật liệu chế tạo: 18

3 Xác định sơ bộ đờng kính trục 18

4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 18

5 Xác định phản lực tại các gối đỡ 19

6 Tính chính xác đờng kính các đoạn trục 20

7 Kiểm nghiêm về độ bền mỏi 22

8 Tính và kiểm nghiệm độ bền của then 25

V Tính toán thiết kế ổ lăn 26

1 Chọn ổ lăn đối với trục I ( trục vào ) 26

2 Chọn ổ lăn cho trục II của hộp giảm tốc 27

3 Chọn ổ lăn cho trục III của hộp giảm tốc: 29

4 Các thông số cơ bản của ổ lăn trong hộp giảm tốc khai triển thờng 31

VI Xác định các thông số của vỏ hộp 31

1 Các kính thớc cơ bản của vỏ hộp 31

2 Các chi tiết khác 33

Tài liệu tham khảo 36

I phần 1:

1 Phân tích chế độ làm việc

ẹaởc ủieồm:

- Laứm vieọc vụựi taỷi troùng khaực nhau

- Heọ soỏ sửỷ duùng taỷi troùng ủaùt khoaỷng 75%

- Vaọn toỏc laứm vieọc nheù

- Cường độ làm việc 25%

- Số lần mở máy 120 lần/giờ

Bảng 1 Bảng số liệu về chế độ làm việc của cần trục:

+ Cường độ làm việc, CĐ%

+ Hệ số sữ dụng theo tải trọng, k Q

+ Số lần mở máy trong một giờ,m

+ Số chu kỳ làm việc trong một giờ, a ck

+ Nhiệt độ môi trường xung quanh, t o C

25 0,55 120 20-25

trong thời hạn trên,h - Ổ lăn - Bánh răng

- Trục và các chi tiết khác

3.500 7.000 10.000

2 C¸c th«ng sè ban ®Çu:

Nhiệm vụ thiết kế cần trục tàu thủy trọng tải 3T

Tàu có thông số cơ bản là:

Kích thước cơ bản của derrick (chiều dài cần, chiều cao cột và vị trí chân cần ) phụ thuộc vào kích thước tàu, cách bố trí hầm hàng, kích thước hầm hàng cách bố trí hàm hàng trên tàu, công dụng tàu dựa vào năng suất xếp dỡ hàng hoá ta xác định tốc độ nâng, vận tốc quay cần trục, vận tốc trung bình thay đổi tầm với Dựa vào mẫu ta xác định được các thông số cơ bản như sau:

- Tải trọng nâng định mức: Q = 3T

- Tốc độ nâng: v n = 20 (m/ph)

- Chiều dài cần: L c = 12(m)

- Chiều cao chân cần tính từ sàn tời: h = 2,25 (m)

- Chiều cao cột tính từ chân cần đến điểm treo dây nâng cần, dựa vào tỷ số h/l đối với cần nhẹ h/l = 0.4  1.0 ta chọn chiều cao cột là: 9 (m)

- Cần cầu và các thiết bị của cần cẩu làm việc với chế độ nhẹ

4 Chọn phương án cho cơ cấu nâng:

Việc chọn phương án cho cơ cấu nâng phải đảm bảo một số yêu cầu sau:

- Lắp ráp sửa chữa dễ dàng

- Đảm bảo độ bền và có khả năng thay thế dễ dàng khi bị hỏng hóc

- Chắc chắn vững vàng khi làm việc

- Kích thước gọn, trọng lượng nhẹ

Chọn sơ đồ cho cơ cấu nâng như hình vẽ (2-1) lắp cho cơ cấu trục quay.

5 Tính chọn động cơ điện

Để chọn động cơ điện cho cơ cấu nâng phải thỏa mãn điều kiện sau:

- Trong quá trình làm việc động cơ không phát nóng quá nhiệt độ cho phép, để không làm hư vật liệu cách điện trong cơ cấu nâng

- Có khả năng quá tải đột ngột trong thời gian ngắn

- Có mômen mở máy đủ lớn để thắng mômen cản ban đầu của phụ tải khi khởi động Đối với cơ cấu nâng công suất được chọn theo công thức tĩnh khi nâng vật bằng tải trọng danh nghĩa (2,5 tấn)

Công thức tĩnh khi nâng vật bằng tải trọng danh nghĩa, được xác định theo công thức:

 1000 60 V n Q

N 

Trong đó: Q- tải trọng nâng vật, Q = 30000 (N)

V n - vận tốc nâng vật V n = 20 (m/phút)

- hiệu suất của cơ cấu nâng được tính theo công thức

 =  p  t  o

+  p = 0,96 hiệu suất palăng

+  t = 0,96 hiệu suất của tang

+  o = 0,90 hiệu suất của bộ truyền có kể cả khớp nối xuất phát từ các số liệu Với giả thuyết bộ truyền được chế tạo thành hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ.

 = 0,96 0,96.0,90 = 0,83

30000.30

18,07 60.1000.0,83

5.1 Chọn động cơ điện

Trong ngành máy nâng vận chuyển thường dùng nhiều loại động cơ điện xoay chiều và một chiều, cả hai động cơ điện chuyên dùng và động cơ điện công dụng chung

Loại động cơ điện chuyên dùng với dòng điện một chiều có ba loại: kích thích nối tiếp, kích thích song song và kích thích hỗn hợp Các loại động cơ điện này làm việc phù hợp với điều kiện làm việc của máy trục, nhưng ít được sử dụng vì trong thực tế không có sẵn dòng điện một chiều

Động cơ điện chuyên dùng với dòng điện xoay chiều có hai loại: động cơ điện loại rôto dây quấn và động cơ điện rôto lồng sóc có đường đặc tính cứng, tốc độ động cơ thay đổi rất ít khi phụ tải thay đổi và được sử dụng phổ biến hơn cả

Qua việc phân tích trên ta chọn động cơ điện chuyên dùng dòng điện xoay chiều làm việc ở chế độ trung bình, có thông số kỹ thuật bảng (2-4) sau:

Bảng 2: thông số kỹ thuật của động cơ

Kiểu động

cơ

Công suất KW

Vận tốc (v/

ph)

cos

dm

m M

M

dm M

Mmax Mômen bánh

đà của roto

GD 2 (kgm 2 )

Trọng lượng (kg)

5.2 Kiểm tra động cơ

Động cơ đã chọn có công suất danh nghĩa nhỏ hơn công suất tính toán Nên phải kiểm tra về nhiệt tức là trong quá trình làm việc nhiệt độ động cơ không quá nhiệt độ đốt nóng cho phép (25 o C) Để thỏa mãn điều kiện này trong quá trình làm việc với chế độ ngắn hạn lặp lại liên tục, công suất bình phương trung bình

do động cơ phát ra không vượt quá công suất danh nghĩa của nó với cường độ làm việc, CĐ 25%

Công suất trung bình bình phương của động cơ điện trong chu kỳ làm việc có tính cả các thời kỳ mở máy, KW:

M

M tb m m m.v

2 2

Với: + t m : tổng thời gian mở máy trong các thời kỳ làm việc với tải trọng khác nhau (s)

+ M t : Mômen cản tĩnh tương ứng với tải trọng nhất định trong thời gian chuyển động ổn định với tải trọng đó, N m

+ t v : thời gian chuyển động với vận tốc v ổn định khi làm việc với từng tải trọng,s.

+  t : Toàn bộ thời gian động cơ làm việc trong một chu kỳ bao gồm thời gian làm việc trong thời kỳ chuyển động ổn định và không ổn định, s.

+ M m : Mômen mở máy của động cơ điện, N m

Theo động cơ đã chọn trên, có mômen mở máy được xác định:

2

mMin nMax

m

M M

Trong đó: M nMax = (1,8  2,5) M dn : Mômen mở máy lớn nhất

M nMin = 1,1 M dn : Mômen mở máy nhỏ nhất

M dn : Mômen danh nghĩa của động cơ được xác định

980

dc dn

272,86 150,07

211, 47 2

m

M    NmĐể tính mômen mở máy trung bình bình phương cần xác định được sơ đồ sử dụng tải trọng theo thời gian Trong quá trình tính toán ta sử dụng đồ thị gia tải trung bình các cơ cấu máy trục ở chế độ làm việc nhẹ theo hình (2-4)

Theo sơ đồ này cơ cấu nâng sẽ làm việc với các tải trọng: Q 1 = Q; Q 3 = 0,2Q; Q 2 = 0,75Q và tỷ lệ thời gian làm việc ứng với các tải trọng này là 2:3:5

Để tính toán phải xác định một số thông số sau:

- Trọng lượng vật nâng và bộ phận mang vật:

Q max = k.Q dn = 1,2.3000 = 3600 (kg)

- Lực căng dây cáp định mức khi nâng vật:

) ( 3 1913 98

, 0 96 , 0 2

3600

a

Q S

R P



không tính đến hiệu suất palăng khi làm việc với tải trọng định mức

’ =  t  0 = 0,96 0,90 = 0,86 Khi làm việc vật nâng với tải trọng khác, hiệu suất này được xác định theo đồ thị

Đồ thị quan hệ giữa hiệu suất và tải trọng như trong hình 2-6

- Mômen trên trục động cơ khi nâng:

85 , 21 86

, 0 14 2

1 275 , 0 3 , 1913

2

.

Với: m- số nhánh cáp cuốn lên tang

- Mômen trên trục động cơ khi hạ vật:

0 ' 17461,81.0, 275.1.0,86

147, 49

h h

2 0 0 1

1 2

) (

375 ) (

375

) (

i a M M

n D Q M

M

n D G t

n m n

m

i i n

Trong đó:

 = 1,1  1,3: hệ số quy đổi mômen quán tính bánh đà các chi tiết khác về trục động cơ có thể lấy gần đúng

 (G i D i2) 1 = 1,3 (G i D i2) roto = 1,3 23 = 29,9 (Nm 2 )

M m = 211,47: mômen mở máy của động cơ

n 1 = 980 (vòng): số vòng quay trên trục động cơ

Q max = 3600 (kg) : trọng lượng vật nâng và bộ phận mang vật

D 0 = 0,275(m): đường kính tang tính đến lớp cáp thứ nhất

a = 2: bội suất palăng

i = 14: Tỉ số của cơ cấu

 = 0,83: Hiệu suất của cơ cấu

2

0, 47 375.(211, 47 21,85) 375.(211, 47 21,85).2 14 0,83

n m

- Gia tốc mở máy khi nâng vật:

2 20

1 2

)(

375)(

375

)(

i a M M

n D Q M

M

n D G t

h m h

m

i i h

h m

v n

Thông số cần tính toán Q 1 = Q Q 2 = 0,75Q Q 3 = 0,2Q

27000 1435 0,88 20 9276,5 110,62 0,45 0,75 211,46

7200 3826 0,62 4,4 2473,75 29,5 0,40 0,71 211,46

V n : vận tốc nâng 20 (m/ph)

a : bội suất palăng

N ủc : soỏ voứng quay cuỷa ủoọng cụ, n ủc = 980 v/ph

Vieọc phaõn phoỏi tyỷ soỏ truyeàn theo baỷng (2-6)

Baỷng 4 Baỷng phaõn phoỏi tyỷ soỏ truyeàn cho hoọp giaỷm toỏc

85 , 0 5500

= 4,675 (kw)   ot  ol3 br2k

Với: ot _hiệu suất 1 cặp ổ trợt

 _hiệu suất bộ truyền xích

ol_hiệu suất 1 cặp ổ lăn

br _hiệu suất 1 cặp bánh răng

k _hiệu suất khớp nối

Theo bảng 2.3[1] chọn ot=0,98;   =0,96; ol =0,99; br = 0,97; k=0,99

 0 , 98 0 , 96 0 , 99 3 0 , 97 2 0 , 99 0 , 850





  _hệ số tải trọng tơng đơng

0 , 863

8

4 7 , 0 4 )

(

2 1

2 1

t p

p



850 , 0

863 , 0 675 , 4

85 , 0 60000

n u

15 , 25 2

675 , 4

ot x ct p p



5 , 175

97 , 0 99 , 0

969 , 4

3

br ol

p p



5 , 389

97 , 0 99 , 0

175 , 5

2

br ol

p p



5 , 280

99 , 0 99 , 0

175 , 5



k ol dc

p p

56 , 74

50 , 2

142



x ct u

10 55 ,

1

1 6 2

10 55 ,

2

2 6 2

10 55 ,

3

3 6 2

10 55 ,

675 , 4 10 55 , 9

10 55 ,

1 Tính toán cấp nhanh – bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

Từ phần trên ta có các thông số ban đầu: P1=5,389 kw;n1=1425 vg/ph;u=u1=3,47; thời hạn sử dụng 1800h; bộ truyền làm việc 2 ca

Hlim1=2.250+70= 570 MPa 0

Flim1=1,8.250=450 MPa 0

Hlim2=2.230+70=530 MPa 0

Flim2=1,8.230=414 MPaTheo CT6.5[1] NH01=30HHB12,4= 30.2502,4=1,71.107

NH02=30HHB22,4=30.2302,4=1,40.107

Theo ct6.7[1] NHE=60c(Ti/Tmax)3niti

 NHE1=60.1.1425.1800(13.0,4+0,73.0,4)=8,27.107 >NH01  KHL1=1

 NHE2=60.1.411.1800(13.0,4+0,73.0,4)=2,38.107 >NH02 KHL2=1

Do đó theo CT 6.2b với bộ truyền quay 1 chiều KFC=1, ta đợc

1 1

1

] [

)

1 (

ba H

H a

w

u

K T u

K a

Theo bảng 6.6[1], vị trí bánh răng không đối xứng đối vớicác ổ trong hộp giảm tốc, chọn ba=0,3

Ka _ hệ số phụ phuộc vào vật liệu của cặp bánh răng, theobảng 6.5[1], chọn Ka=49,5

T1 _ momen xoắn trên trục chủ động, T1=36243 Nmm

[H] _ ứng suất cho phép, [H]=482 MPa

u _ tỉ số truyền, u= 3,47

KH _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trênchiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc,

Theo CT 6.16[1], bd=0,5ba(u+1) =0,5.0,3(3,47+1)=0,67 do đó theo bảng 6.7[1], KH=1,09

3 , 0 47 , 3 482

09 , 1 36243 )

1 47 , 3 ( 5 ,

125 2 ) 1 (

w m w

m H H

M H

d u b

u K T Z Z

1 2 )

2 sin(

cos 2

Z





Z _ hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với bánh răngthẳng dùng CT 6.36a,

3

73 , 1 4

KH _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các

đôi răng đồng thời ăn khớp, bánh răng thẳng  KH=1

KHv _ hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp,theo CT 6.41[1] KHv=1+Hbwdw1/(2T1 KHKH)

Trong đó

u

a v

H

  v=dw1n1/60000=.56.1425/60000=4,18 m/s

tra bảng 6.15[1], H=0,006

tra bảng 6.16[1], g0=56

 8 , 4

464 , 3

125 18

, 4 56 006 ,

 KHv=1+8,4.43.56/(2.36243.1,09.1)=1,26

 KH=1,09.1.1,26=1,37

56 464 , 3 43

) 1 464 , 3 ( 37 , 1 36243

2 87 , 0 764 , 1

 ZR=0,9

Khi da<700  KxH=1

 [H]’=[H].ZvZRZxH=482.0,98.0,9.1=425,1 MPa  H < [ H]’

Vậy bảo đảm độ bền tiếp xúc

3 , 6 %

1 , 425

6 , 409 1 , 425 ]'

[

] [ ]' [







 không quá thừabền

 Kiểm nghệm về độ bền uốn

Theo CT 6.43[1] F1=2T1KFYYYF1/(bwdw1m)

Trong đó:

Y = 1/ _ hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, tính ởtrên ta đợc =1,73  Y=1/1,73=0,578

Y _ hệ số kể đến độ nghiêng của răng, răng thẳng  Y=1

YF1, YF2 _ hệ số dạn răng của bánh 1 và 2, vì răngthẳng tra bảng 6.18[1] ta đợc YF1=3,84; YF2=3,60

KF=KFKFKFv _ hệ số tải trọng khi tính về uốn

KF _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọngtrên bề rộng vành răng, tra bảng 6.7[1], KF=1,13

KF _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọngcho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14[1],với răng thẳng  KF=1

KFv _ hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng

ăn khớp, KFv=1+Fbwdw1/(2T1 KFKF)

Trong đó

u

a v

F

  Tra bảng 6.15[1], F=0,016

Tra bảng 6.16[1], g0=56, với cấp chính xác 8

 29 , 3

464 , 3

125 18

, 4 56 016 ,

 [F1]’=257.1.1,03.1=265 MPa  F1< [F1]’

 [F2]’=237.1.1,03.1=244 MPa  F2<[F2]’

Vậy đảm bảo điều kiện bền uốn

 Kiểm nghiệm độ bền quá tải

Theo 6.48[1], Kqt=1,4

 H1max  H k qt  482 1 , 4  570 MPa

Theo 6.49[1]

F1max=F1.Kqt=70,2.1,4=98,28 MPa < [F1]max

F2max=F2.Kqt=65,8.1,4=92,12 MPa < [F2]max

Vậy đảm bảo khả năng quá tải

Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiên đạt độ rắn bề mặt 255HB có

Hlim1=2.270+70= 610 MPa 0

Flim1=1,8.270=486 MPa 0

Hlim2=2.255+70=580 MPa 0

Flim2=1,8.255=459 MPaTheo CT6.5[1] NH01=30HHB12,4= 30.2702,4=2,05.107

NH02=30HHB22,4=30.2552,4=1,79.107

Theo ct6.7[1] NHE=60c(Ti/Tmax)3niti

 NHE1=60.1.411.1800(13.0,4+0,73.0,4)=2,38.107 >NH01  KHL1=1

 NHE2=60.1.142.1800(13.0,4+0,73.0,4)=8,238.106 <NH02  1 , 138

10 238 , 8

10 79 , 1

6

6

7 6

N

N K

Do đó theo CT 6.2b với bộ truyền quay 1 chiều KFC=1, ta đợc

1 2

2

] [

) 1 (

ba H

H a

w

u

K T u

K a

Theo bảng 6.6[1], vị trí bánh răng không đối xứng đối vớicác ổ trong hộp giảm tốc, chọn ba=0,3

Ka _ hệ số phụ phuộc vào vật liệu của cặp bánh răng, theobảng 6.5[1], chọn Ka=43

T1 _ momen xoắn trên trục chủ động, T1=120540 Nmm [H] _ ứng suất cho phép, [H]=577,5 MPa

u _ tỉ số truyền, u= 2,90

KH _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trênchiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc,

029 , 1 120540 )

1 90 , 2 (

9659 , 0 130 2 ) 1 (

a

lấy z1=32  số răng bánh lớn z2=uz1=2,9.32=92,8

Lấy z2=93

 Tỉ số truyền thực: u=z2/z1=93/32=2,91

cos=m(z1+z2)/(2aw2)=2(32+93)/(2.130)=0,9615

w m w

m H H

M H

d u b

u K T Z Z

ZH _ hệ số kể đến bề mặt tiếp xúc, theo 6.34[1]

1 , 712

) ' 43 20 2 sin(

07 , 14 cos 2 )

2 sin(

cos 2

v=dw1n1/60000=.66,5.411/60000=1,43 m/s

KH _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các

đôi răng đồng thời ăn khớp, với v=1,43 tra bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9,theo bảng 6.14[1], với v<2,5 và cấp chính xác 9  KH=1,13

KHv _ hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp,theo CT 6.41[1] KHv=1+Hbwdw1/(2T1 KHKH)

Trong đó

u

a v

H

  tra bảng 6.15[1], H=0,002

tra bảng 6.16[1], g0=73

 1 , 40

91 , 2

130 43 , 1 73 002 ,

) 1 91 , 2 ( 188 , 1 120540

2 756 , 0 712 , 1

Khi da<700  KxH=1

 [H]’=[H].ZvZRZxH=577,5.1.0,95.1=548 MPa  H < [ H]’

Vậy bảo đảm độ bền tiếp xúc

3 , 3 %

548

530 548 ]'

[

] [ ]' [







< 10% đảm bảo không thừabền

 Kiểm nghệm về độ bền uốn

Theo CT 6.43[1] F1=2T1KFYYYF1/(bwdw1m)

Trong đó:

Y = 1/ _ hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, tính ởtrên ta đợc =1,746  Y=1/1,746=0,573

Y _ hệ số kể đến độ nghiêng của răng,với =15,94  Y=1-15,94/140=0,886

KF _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọngcho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14[1],với răng thẳng  KF=1,37

KFv _ hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng

ăn khớp, KFv=1+Fbwdw1/(2T1 KFKF)

Trong đó

u

a v

F

  Tra bảng 6.15[1], F=0,006

Tra bảng 6.16[1], g0=73

 4 , 19

91 , 2

130 43 , 1 73 006 ,

Theo CT 6.2[1], [F]’=[F]YRYSKxF

Với bánh răng phay, lấy YR=1

Với m=2  YS=1,08-0,0695ln(m)=1,08-0,0695ln(2)=1,03 Vì d<400  KxF=1

 [F1]’=278.1.1,03.1=286 MPa  F1< [F1]’

 [F2]’=262.1.1,03.1=270 MPa  F2<[F2]’

Vậy đảm bảo điều kiện bền uốn

 Kiểm nghiệm độ bền quá tải

Theo 6.48[1], Kqt=Tmax/T= 1,4

 H1max  H k qt  577 , 5 1 , 4  683 MPa < [H]max=1260 MPaTheo 6.49[1]

F1max=F1.Kqt=134.1,4=188 MPa < [F1]max=464 MPa

F2max=F2.Kqt=129.1,4=181 MPa < [F2]max=360 MPa

Vậy đảm bảo khả năng quá tải