đồ án nguyên lí chi tiết máy

- Theo cơng thức 5.12 số mắt xích - Tính lại khoảng cách trục bằng công thức 5.3 ta được - Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu trọng va đập trong quá

PHẦN I :TÍNH TOÁN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN I.1/Chọn Động Cơ Điện:

I.1.1/Xác định cơng suất yêu cầu trên trục động cơ:

- Cơng suất trên trục cơng tác:

+m: số cặp bánh răng (m=2)Tra bảng (2.3) TTTKHĐCK ta cĩ

- Hiệu suất của bộ truyền xích: ηx = 0,93

- Hiệu suất của các cặp ổ lăn: ηổ = 0,99

- Hiệu suất của các bộ truyền bánh răng trụ: ηbr = 0,97

 Hiệu suất của tồn bộ hệ thống là :

Trong đĩ: +η: hiệu suất truyền động

+ Ptd: hiệu suất tải trọng thay đổi

Do đó:

Pct = Ptd η = 0,8323,17 = 3,81 (kw)

I.1.2/ Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ:

Số vòng quay trên trục công tác:

với: uh=12: tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh rang trụ 2 cấp (8÷ 40¿

ux=3,5: tỷ số truyền của bộ truyền xích (2 ÷ 5¿

⟹ số vòng quay sơ bộ của động cơ:

nsb = nlv×uch = 66,85×42 = 2807,7(vg/ ph)

I.1.3/ Chọn động cơ :

- theo nguyên lí làm việc thì công suất động cơ phải lớn hơn công suất làm việc ( ứng với hiệu suất của động cơ ) do đó ta phải chọn động cơ có công suất lớn hơn công suất làm việc

⟹ Động cơ điện phải thỏa:

+Pđc ≥ Pct = 3,81 (kw)

+ndc≈nsb = 2807,7(vg/ ph)

Tra bảng (P1.3) ta chọn động cơ : 4A100S2Y3

Trong đó: Pđc = 4 (kw)

nđc =2880 (vòng/phút)cosφ = 0,89 , η %=86,5

I.2.Phân Phối Tỉ Số Truyền:

- Sau khi lựa chọn động cơ điện ta tiến hành tính toán động học hệ dẫn động cơ khí được thực hiện theo các bước

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

 Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động , tính theo bộ truyền

 Xác định công suất , momen và số vòng quay trên các trục

I.2.2/Phân phối tỉ số truyền :

I.3/ Xác định công suất , momen và số vòng quay trên các trục

I.3.1 Số vòng quay của động cơ, các trục:

I.3.2 Công suât của động cơ, các trục:

PHẦN II : TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN

I THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

1.Chọn loại xích

Vì tải trọng nhỏ,vận tốc thấp,dùng xích con lăn

2.Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích

A Chọn số răng đĩa xích:

- Theo bảng 5.4,với u=3,587, chọn số răng đĩa nhỏ z 1 =25

Do đó số răng đĩa lớn z2 = u.z1= 3,587.25=90< zmax =120

B X ác định bước xích P:

- Theo công thức 5.3 công suất tính toán:

Pt =P.k.kz.kn ≤ [P]

- Ta có:

Pt : công suất tính toán (kw)

P : cơng suất truyền trên trục ba (kw) :P=PIII =3,65( kw)

[P] : cơng suất cho phép (kw)

- Công thức (5.4) vàTra bảng 5.6 :k=k 0 k a k dc k d k c k bt

K0 = 1 -hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền

K a= 1 -hệ số kể đến khoảng cách truc và chuều dài xích

Kđc= 1 -hệ số kể đến ảnh hưởng của điều chiûnh lực căng xích

Kd = 1,7 -hệ số tải trọng động kể đến tính chất của tải trọng

K c= 1,25 - hệ số kể đến chế độ làm viẽc của bộ truyền

Kbt = 1,3 - hệ số kể đến ảnh hưởng của bơi trơn

- Suy ra k= 1.1.1.1,7.1,25.1,3= 2,7625

- Như vậy Công suất tính toán là: Pt= 3,65.2,7625.1.0,83=8,37(kw)

- Theo bảng 5.5 với n01 =200 (vịng/phút) , chọn bộ truyền xích 1 dãy , cĩ bước xích p= 25,4 (mm) thỏa điều kiện bền mịn

p t<[ p] =11(kw)

- Đồng thời theo bảng 5.8 ,p<p max

C Khoảng cách trục và số mắt xích

- Khoảng cách trục a = 40p = 40.25,4=1016 (mm)

- Theo cơng thức 5.12 số mắt xích

- Tính lại khoảng cách trục bằng công thức 5.3 ta được

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

hệ số an tồn:

- Theo cơng thức 5.15

S= Kd Ft + Fv +Fo Q ≥[ s]

- Theo bảng 5.2

Fv : lực căng do lực ly tâm sinh ra

Chọn q=2,6kg (nghĩa là khối lượng 1 mét xích)

⇒ Fv= q.v2

= 2,6×2,542=16 ,77 (N)

Fo =9,81k f q.a : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra

k f :hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền

- Theo bảng 5.10 với n=200v/ph

[s] =8,2.vậy S ≥ [s] Bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

4.Đường kính đĩa xích

- Theo cơng thức 5.17 và bảng 13.4

75 = 727,8 (mm) + Đường kính vịng đỉnh:

d 1 ,d 2 :Đường kính vòng chia của đĩa xích

d f 1 ,d f 2 :Đường kính vòng chân

- Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích

+ Theo cơng thức 5.18 σ H= 0,47√k r(F t K đ+F v đ)E

A k d

+ Lựcva đập: Fvđ = 13.10−7  n1p3m

= 13.10 −7

 239,8  25,43 1=5,1(N) Kr= 0,42 ứng với z=25

- Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc

- Chọn vật liệu làm bánh răngtheo bảng 6.1

+ Bánh nhỏ : thép 45 tơi cải thiện đạt độ cứng HB241…285 cĩ

σ b 1=850 MPa

σ ch1=580 MPa

+ Bánh lớn : thép 45 tơi cải thiện đạt độ cứng HB192…240 cĩ

+S F = 1,75 hệ số an tồn khi tính về uốn

+Với σ HLim0 :ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở

+σ FLim0 :ứng cuất uốn

NHE ,NFE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Với C=1 :số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

N=2880(v/ph).Tổng thời gian làm việc :24000(h)

⇒ NHE1 >N Nho1 do đó KHL1=1

K HL :hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chếđộ

tải trọng của bộ truyền

+ Theo cơng thức 6.1a : ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H]=σ FLim

¿ ¿] = [σ¿¿H 1]+[σ H 2]

2 ¿ = 509+481,82 = 495,4 (MPa) ⇒ ¿ ¿] < 1,25 ¿ ¿]=602,25Mpa

+ Do trường hợp làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc.Theo cơng thức6.8

Suy ra NEF1>NFO1 do đó KFL1 =1

NFO : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi khử về uốn

+Theo công thức 6.2a với bộ truyền quay 1 chiều KFC=1,ta được:

[σ¿¿F 1]= σ FLim 1

0 K FC K FL1

S F ¿= 441.1 11,75 = 252 (MPa) [σ¿¿F 2]= σ FLim 2

0 K FC K FL2

S F ¿= 414.1 11,75 = 236,5(MPa) + Ứng suất quá tải cho phép

Theo cơng thức 6.10& 6.11

- Theo bảng 6.5 chọn Ka = 43 (răng nghiêng)

- Theo bảng 6.7 chọn K Hβ= 1,12 (sơ đồ 3)

- Theo cơng thức 6.16 :Ψ bd= 0,5 Ψ ba(u1+1)= 0,5 0,3(4,32+1)=0,8

T1= 13131 (Nmm) momen xoắn trên truc chủ động

Vậy : a w1 = 43.(4,32+1)×√3❑ = ¿ 82,1 (mm)3

√[ 495,4 ]42810.0,7942 3,994 0,3

Chọn β =100,do đó cos β =0,9849

- Theo 6.31 ,ta có:

+ Số răng bánh nhỏ :

Z1 =

a w 2 cos β m(u+1) =

cos β = (z¿¿2 a 1+z w2) m¿ =

(22+95 ) 1,5

2 90 100.22.117= 0,975 ⇒ β

=12,84=12050,18,85,, β=31,273¿

c.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

- Theo cơng thức 6.33 :ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

⇒ tg β b =0,2135 ⇒ β b =12,050.

-Theo cơng thức 6.34 :ZH= √2 cos β b

sin 2 α tω = √sin (2 20, 47) 2×cos(12,05) =1,73

-Theo cơng thức 6.37 :  =

b w sin β mπ

bw = ψ ba aw1 = 0,3.90 = 27

⇒ :  =

27.sin(12,84) 1,5 π =1,27

)]0,975=1,66

⇒ Zε= √ε1α = √1,63 =0,781

 : hệ số trùng khớp dọc

Ï Z ε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

ε α : hệ số trùng khớp ngang

- Đường kính vịng lăn bánh nhỏ

2,62×27×34 2×13131×1,12×1,13=1,07

- Cơng thức (6.39) kH :hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

- Với cấp chính xác động học 8.Chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là7.Khi

đĩ cần gia cơng đạt độ nhám Ra = 1,25÷0,63 μ m,do đó Zr=1

Y ε :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Y β :hệ số kể đến độ nghiêng của răng

- Số răng tương đương:

cosβ = 772,41 tan ⁡(200)

0,975 = 288,34(N)

5.TÍNH T OÁN CẤP CHẬM

a.Xác định sơ bộ khoảng cách trục

- Theo bảng 6.5 chọn Ka = 43 (răng nghiêng)

- Theo bảng 6.7 chọn K βH= 1,05 (sơ đồ 5)

- Vậy : aw2 = 43.(2,78+1) 3

√495,454432 1,052 2,78.0,4=96,5 (mm)3

√[ 495,4 ]42810.0,7942 3,994 0,3

- Chọn sơ bộ 80≤β ≤200 Chọn β =100,do đó cos β =0,9849

- Theo 6.31 ,ta có:

+ Số răng bánh nhỏ :

Z1 =

a w 2. 2 cos β m(u+1) =

cos β = (z¿¿2 a 1+z w 22) m¿ =

(26+72) 2

2 100 100.22.117= 0,98

- Suy ra β =11,480=11018,42,03,, β=31,273¿

c.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

- Theo cơng thức 6.33 :ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

⇒ tg β b =0,19 ⇒ β b =10,780

- Theo cơng thức 6.34 :ZH= √2 cos β b

sin 2 α tω = √sin (2.20,37) 2×cos(10,78) =1,735

- Theo cơng thức 6.37 :  =

b w sin β mπ

)]0,98=1,68

1,6.40.53,2 2.54432.1,05.1,13=1,026

- Cơng thức (6.39) kH :hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

KH =KH .KH KHv=1,05.1,13.1,026=1,22

- Với cấp chính xác động học 9.Chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8.Khi

đĩ cần gia cơng đạt độ nhám Ra = 2,5… 1,5 μ m,do đó Zr=0,95

- Với da <700mm, kXH=1

- Theo 6.1 và 6.1a: [σ H]=[σ H]Z V Z R K XH=495 ,4×1×0 ,95×1=470,6(MPa)

Như vậy σ H =464,86 Mpa<[ σ H ]=470,6MPa

d.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

σH 1max= σH√ Kqt=464,86 MPa<[ σH]max=1260MPa

σ F 1 max=σ F 1 K qt=199,2MPa<[ σF 1]max=464 MPa

σ F 2 max=σ F 2 K qt=197,6 MPa<[σF 2]max=360 MPa

g Các thông số và kích thước bộ truyền

Góc nghiêng của răng β =11028’48”

Lực hướngg tâm Fr2=F t 2 tanα

PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

1.CHỌN VẬT LIÊÏU CHẾ TẠO TRUC

+ Ta dùng thép C45 cĩ σ b =600 MPa, ứng suất xoắn cho phép

  =63 (MPa) ứng với thép 45 cĩ b 600MPa đường kính trục ≤ 30(mm) [ τ ] =(12… 20)MPa

+ Sơ đồ lực trong khơng gian:

2.XÁC ĐỊNH Đ ƯỜNG KÍNH SƠ BỘ CÁC ĐOẠN TRỤC

- Theo (10.9),đường kính trục k với k=1……3 :    

  =63 (MPa) ứng với thép 45 cĩ b 600MPa đường kính trục ≤ 30(mm)

3.XÁC ĐỊNH GIỮA CÁC GỐI ĐỠ VÀ ĐIỂM ĐẶT LỰC

- Từ đường kính các trục,tra bảng (10.2) ta được chiều rộng các ổ lăn :

lm22 = (1,2 ÷1,5¿ d 2 =30÷ 37,5=35 (mm) = lm23

- Theo bảng (10.3):

+ Chọn k1 = 10 (mm) :khoảng cách từ giữa các chi tiết

+ Chọn k2 = 15 (mm) :khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp + Chọn k3 = 20 (mm) :khoảng cách từ mặt mút đến nắp ổ

+ Chọn hn = 10 (mm) :chiều cao nắp ổ đến đầu bulong

4.XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ VÀ KIỂM NGHIỆM BỘ TRUYỀNG TRỤC I

a.Xác định các thơng số và chiều của các lực từ các chi tiết máy :

- Các thơng số ban đầu :

+lm12 = (1,2 → 1,5) d1= (24 → 30) ⇒ Chọn lm12=25 (mm)

+lm11 = (1,4 → 2,5)d1 =(28 → 50) (mm) ⇒ chọn lm11 =40 (mm) +lc11 = 0,5(lm11 + b01) + k3 + hn = 0,5(40 +15) + 20 +10 = 57,5 (mm)

+l12 = l22 = 51 (mm)

- Lực vịng : F t 1=772,41N

- Lực hướng tâm : F r 1=288,34 N

- Tra bảng (15.10) với T1 =26807 (Nmm) ta được :

Dt =90 (mm) :đường kính vịng tròn qua tâm các chốt của nối trục đàn hồi

⇒ Lực hướng tâm do khớp nối đàn hồi tác dụng lên trục,hướng ngượcphương với truc x và bằng :

b.Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục :

- Sơ bộ trục ,chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục

- Xác định phản lực tác dụng lên gối đở ,Sử dụng phương trình moment và phương trình hình chiếu của các lực trong mp zOy và zOx :

*Tại E : theo công thức (10.15) và công thức (10.16)

- Biểu đồ moment như hình vẽ

- Theo cơng thức (10.28) : σ =

Mmax0,1 d B=

48009 0,1×25 3 =30 , 7 MPa

(them mủ 3 vào

- Theo cơng thức (10.29) : τ =

Tmax0,2 d B3=

26807 0,2×253=8,6 MPa

- Thép 45 : σb = 600 (MPa) ; σch = 340 (MPa)

- Theo cơng thức (10.30) :   0,8 ch 0,8 340 272  MPa

⇒ σ tđ=√30,72+3×8,62=34 MPa

- Vậy td   : trục đạt yêu cầu về độ bền tĩnh

a Xác định các thơng số và chiều của các lực từ các chi tiết quay :

- Các thơng số ban đầu :

b Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục :

- Xác định phản lực tác dụng lên gối đở : Sử dụng phương trình moment và

phương trình hình chiếu của các lực trong mp zOy và zOx :

- Cơng thức (10.27): td  232  

- Tại tiết diện nguy hiểm : Mmax =119818 (Nmm) ; Tmax =84455(Nmm)

- Theo cơng thức (10.28) : σ =

Mmax0,1 d C3=

119818 0,1×353=27 ,9 MPa

- Theo cơng thức (10.29) : τ =

Tmax0,2 d C3=

84455 0,2×353=9,8 MPa

- Thép 45 : σb = 600 (MPa) ; σch = 340 (MPa)

- Theo cơng thức (10.30) :   0,8 ch 0,8 340 272  MPa

- Thay vào cơng thức (10.27) :

σ tđ=√27 ,92+3×9,82=33 MPa

 

td

   Kết luận: trục đạt yêu cầu về độ bền tĩnh

6 XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ VÀ KIỂM NGHIỆM BỘ TRUYỀN TRỤC III

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

- Các thơng số ban đầu :

- Moment uốn do Fa3 gây ra trên trục III:

*Tại C : theo công thức (10.15) và công thức (10.16)

*Tại E : theo công thức (10.15) và công thức (10.16)

- Biểu đồ moment như hình vẽ.

0,1 45 3 =18 ,7 MPa

- Theo công thức (10.29) : τ =

Tmax0,2 d C3=

221280 0,2 453=12 , 1 MPa

7 Tính kiểm nghiệm về độ bền mỏi:

Thép C45 tôi thường hóa có: σb = 600 Mpa

τ =0 ,58 σ−1=0,58 261,6=151,73 Mpa

Theo bảng 10.7 tài liệu [1]: ψσ= 0 , 05; ψτ=0

* Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế về độ bền mỏi:

Theo công thức 10.19 tài liệu [1]:

Sj= Sσj Sτj

√ Sσj2 + Sτj2 ≥ [ S ]

Trong đó: [S] = 1,5…2,5 là hệ số an toàn cho phép

Sσj : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp Theo công thức 10.20

tài liệu [1]:

Sσj= σ−1

Kσ dj σaj+ ψσ σmj

Sτj : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện J Theo

công thức 10.21 tài liệu [1]:

Sτj= τ−1

Kτ dj τaj+ ψτ τmj

ạ

Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ đối xứng

Do đó theo công thức 10.22 tài liệu [1]:

4.4.3 Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm:

Dựa vào kết cấu và biểu đồ mômen trục, ta thấy các tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi:

Trục I: tiết diện 1B lắp bánh răng

Trục II: tiết diện 2C lắp bánh răng

Trục III: tiết diện 3Clắp bánh răng

4.4.4 Chọn lắp ghép:

Các ổ lăn lắp ghép trên trục theo kiểu k6, lắp đĩa xích, nối trục, bánh răng theo kiểu k6 kết hợp lắp then

Kích thước then bằng, trị số mômen cản uốn và mômen xoắn ứng với các

tiết diện như sau: (kích thước của then tra theo bảng 9.1; trị số mômen cản uốn và

mômen xoắn tương đương tra theo bảng 10.6 tài liệu [1])

4.4.5 Xác định hệ số Kσ aj và Kτ aj đối với các tiết nguy hiểm:

Theo công thức 10.25 và 10.26 tài liệu [1]:

Ra = 2,5…0,63 μm Theo bảng 10.8 tài liệu [1] hệ số tập trung ứng suất do

trạng thái bề mặt kx = 1,06

Không dung các phương pháp tăng bề mặt nên ky = 1

Dùng dao phay ngón để gia công các rãnh then nên từ bảng 10.12 tài liệu [1]

ετ do lắp căng tại các tiết

diện nguy hiểm

Kết quả tính toán được ghi ra bảng sau:

Lắpcăng

Rãnhthen

Lắpcăng1B 20 1,91 2,06 1,7 1,64 1,97 1,76 3,06

7

21,25

40 4,2 3,04

2C 30 2 2,06 1,9 1,64 2,06 1,96 3,8 17,5 32,6 5,1 3,73C 40 2,07 2,06 1,97 1,64 2,13 2,03 3,51 9,54 35 9,437 3,3

Ta thấy các tiết diện nguy hiểm trên cả 3 trục đều đảm bảo an tồn về độ bền mỏi

PHẦN V: THIẾT KẾ Ổ LĂN

1 Chọn ổ lăn cho truc I:

- Theo kết quả tính toán trục ta có :

 Cd <C .Kết luận : ổ đã chọn đảm bảo.

2 Chọn ổ lăn cho truc II :

- Theo kết quả tính toán trục ta có :

Fatb = Fa3 - Fa2 =417-176,06 = 240,94 N;

FyA =19,45 N ;

1683 =0, 14 Ta chọn ổ đỡ côn 1 dãy với góc α=13,5∘

- Chọn sơ bộ ổ đỡ côn 1 dãy cỡ nhẹ hẹp kí hiêu: 7205

√2073 =16,6 kN  Cd <C .Kết luận : ổ đã chọn đảm bảo.

3 Chọn ổ lăn cho truc III:

- Theo kết quả tính toán trục ta có :