thiết kế bồn trôn chi tiết máy

Thiết kế bộ truyền xích ống con lăn 3.. Thiết kế bộ truyền bánh răng nón 4.. PHẦN 3 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN 1... Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện tiếp xúc l.. Sơ đồ phân tích lự

TRƯỜNG ĐẠI HỌC QUỐC GIA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA T.P HỒ CHÍ MINH

KHOA CƠ KHÍ

MÔN : CHI TIẾT MÁY BẢNG THUYẾT MINH BÀI TẬP LỚN GVHD : PGS.TS.BÙI TRỌNG HIẾU

NHÓM THỰC HIỆN

LÊ THỊ HỒNG THANH 1531154

NGUYỄN THANH LONG 213T3146

TP Hồ Chí Minh , tháng 6 năm 2016

DANH SÁCH NHÓM PHÂN CÔNG CÔNG VIỆC

LÊ THỊ HỒNG THANH 1531154 1 Chọn động cơ phân phối

tỷ số truyền

2 Thiết kế bộ truyền xích ống con lăn

3 Thiết kế bộ truyền bánh răng nón

4 Thiết kế hai trục hộp giảm tốc

NGUYỄN THANH LONG 213T3146 5 Thiết kế hai cặp cổ lăn

trong hộp giảm tốc

6 Vẽ

PHẦN 1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN , PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1 Chọn động cơ điện

- Công suất tính toán :

Do tải trọng không đổi nên công suất tính toán là công suất làm việc

𝑷𝒕 = 𝑷𝒍𝒗 = 𝟕, 𝟓 ( 𝑲𝑾)

- Hiệu suất truyền động 𝑡

𝒕 = 𝒌𝒐𝒍𝒃𝒓𝒙

= 𝟏 𝟎 𝟗𝟗𝟑 𝟎 𝟗𝟔 𝟎 𝟗𝟑 = 𝟎, 𝟖𝟔

Trong đó : 𝑘 =1 : hiệu suất của nối trục đàn hồi

𝑜𝑙 = 0.99: hiệu suất của ổ lăn được che kín

𝑏𝑟 = 0.96 : hiệu suất của bánh răng côn được che kín

𝑥 = 0.93 : hiệu suất của xích

- Công suất trên trục động cơ :

𝑷𝒄𝒕 = 𝑷𝒕𝒕 =

𝟕 𝟓

𝟎 𝟖𝟔= 𝟖, 𝟕𝟐 ( 𝑲𝑾)

- Tỷ số truyền của hệ thống 𝒖𝒉𝒕 = 𝒖𝒈𝒕𝒖𝒙𝒖𝒕 = 𝟑 𝟑 𝟏 = 𝟗

(Tra bảng 3.2- trang 95/Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc)

Trong đó : 𝑢𝑔𝑡 = 3 : tỷ số truyền hộp giảm tốc 1 cấp ( bánh răng côn)

𝑢𝑥 = 3 : tỷ số truyền xích

𝑢𝑡=1 : tỷ số truyền của trục đàn hồi

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ 𝒏𝒔𝒃 = 𝒏𝒍𝒗𝒖𝒉𝒕 = 𝟏𝟑𝟎 𝟗 = 𝟏𝟏𝟕𝟎 (𝒗𝒈

𝒑𝒉)

Chọn động cơ𝑃đ𝑐 ≥ 𝑃𝑐𝑡

𝑛đ𝑐 ≈ 𝑛𝑠𝑏

Dựa vào phụ lục bảng P1.3/trang 237 sách “Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động

Cơ Khí Tập Một” của “ Trịnh Chất – Lê Văn Uyển

 Chọn động cơ 4A132M4Y3 có 𝑷đ𝒄 = 𝟏𝟏 𝑲𝑾𝒗à𝒏 đ𝒄 = 𝟏𝟒𝟓𝟖 𝒗𝒈/𝒑𝒉

2 Phân phối tỷ số truyền

- Tỷ số truyền cho toàn hệ: u = 𝒏đ𝒄

 Tỷ số truyền của hộp giảm tốc 𝒖𝒈𝒕= 𝒖

PHẦN 2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

1 Thông số ban đầu

✓ Công suất bộ truyền 𝑃2 = 8,15 𝑘𝑊

✓ Số vòng quay của bánh răng dẫn 𝑛1 = 389,84𝑣𝑔

Vì dùng xích ống con lăn và tỷ số truyền là 3

Số răng đĩa nhỏ : z1 = 29 – 2u = 23 ( vì xích ống con lăn có tỷ số truyền 3 nên

chọn z 1 = 25 răng theo bảng trang [204]

- Theo bảng 5.4 [ 202] / Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc, tương ứng Pt =

14,24kW và số vòng quay n01 = 400 vg/ph ta chọn p c = 25,4 (mm) vớ [P] = 19> Pt

= 14,24

- Theo bảng 5.2 [ 196]/ Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc số vòng quay tới hạn

tương ứng với số bước xích pc = 25,4 là nth = 800> n1 ( Thỏa điều kiện )

[i]:Tra bảng 5.6 [203] / Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc với p c = 25,4

Kiểm tra xích theo hệ số an toàn :

- qm = 2,6 tra bảng 5.2 [ 78]/ sách “Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động

Cơ Khí Tập Một” của “ Trịnh Chất – Lê Văn Uyển ( với pc = 25,4 mm)

Khoảng cách trục

xích

Thép 45 tôi cải thiện Thép 45 tôi cải thiện

Đường kính vòng chia

d1

d2

202,13 mm 606,38 mm Đường kính

vòng đỉnh

da1

da2

219,91 mm 624,16 mm Khoảng cách

trục

a 1097 mm

Lực tác dụng lên trục

Fr 1973,37 N

PHẦN 3 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN

1 Thông số ban đầu

✓ Công suất truyền: P 1 = 8,58 kW

✓ mooment xoắn cực đại: T 1 = 56199,59 N.mm

a Chọn vật liệu , phương pháp nhiệt luyện , tra cơ tính vật liệu

- Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, độ rắn HB1≈ 250 HB Giới hạn bền

850

  , giới hạn chảy ch 580MPa

- Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện, chọn HB1 = HB2 + (10÷15)HB nên có độ rắn

HB2≈ 235 HB Giới hạn bềnb 750MPa, giới hạn chảych 450MPa

𝑠𝐻 = 540 0,9.1

1,1 = 441,81 (MPa)

 ứng suất tiếp xúc [ H ] = [ H2] = 441,81 (MPa)( điều kiện chọn ứng suất tiếp

xúc cho phép có giá trị nhỏ nhất đối với bánh răng côn )

f Tính toán lại tỷ số bộ truyền

u = z2

z1 = 96

26 = 3,69 sai lệch ( 3,74 – 3,69)/3,74 100% = 1,35% < 2÷ 3 % ( nhận )

- góc mặt côn chia 𝛿1 = arctan (z1/z2) = arctan(26/96) = 15,150

𝛿2 = arctan (z2/z1) = arctan(96/26) = 74,850

g Tính các kích thước chủ yếu của bộ truyền bánh răng côn

- Đường kính vòng chia ngoài : de1 = 3.26 = 78 ( mm)

de1 = 3.96 = 288 (mm)

- Đường kính vòng chia trung bình : dm1= de1 ( 1- 0,5𝑏𝑒) = 67 (mm)

- Vật liệu chế tạo cặp bánh răng là thép nên ZM = 274 MPa1/2tra bảng 6.5[96]/ sách

“Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí Tập Một” của “ Trịnh Chất –

Lê Văn Uyển

Tương tự Z = 0,872 ( khi  = 1,714 )

ZH = 1,76 tra bảng 6.12[106]/ sách “Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống Dẫn

Động Cơ Khí Tập Một” của “ Trịnh Chất – Lê Văn Uyển

 𝝈H = 406,03 < [𝝈 H ]= 537,35

Với [𝝈 H ] = OH lim1

𝐾𝐻𝐿𝑍𝑅𝑍𝑉𝐾𝑙𝐾𝑥𝐻

𝑆𝐻

Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

l Kiểm tra độ bền uốn

- Số răng tương đương

Theo bảng 6.20[112]/ sách “Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí Tập

Một” của “ Trịnh Chất – Lê Văn Uyển => x1=0,38 và x2= -0,38

Tra bảng 6.18[109]/]/ sách “Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí Tập

Một” của “ Trịnh Chất – Lê Văn Uyểnvới x1=0,38 và x2= -0,38

Với [𝝈 F ] = OF lim1

𝐾𝐹𝐿𝑌𝑅𝑌𝑥𝑌  𝐾𝐹𝐶

𝑆𝐹 = 450 0,33.1,05.1.05.1,082.1

1,75 = 101,22 Vậy thỏa mãn điều kiện uốn

m Tính lực ăn khớp

PHẦN 4 THIẾT KẾ HAI TRỤC TRONG HỘP GIẢM TỐC

Thiết kế trục I và trục II trong hộp giảm tốc có các thông số đầu vào: công suất P1

= 8,58 kW, momen xoắn T1 =56199,59 N.mm, T2 = 199552,42 N.mm, số vòng quay n1 = 1458 vòng/phút, n2 = 389,84 vòng/phút

I Chọn vật liệu

Thép C45 có b 600 MPa và  F 1 50 MPa

ứng suất xoắn cho phép [𝜏] = 15 30 MPa

II Sơ đồ phân tích lực tác động lên các trục

Sơ đồ kết cấu chung

III Xác định đường kính trục sơ bộ , khoảng cách các trục

d ≥ √3 0,2 [𝜏]𝑇

Trong đó : T : mômen xoắn trên trục cần tính

 τ : Là ứng suất xoắn cho phép Ta có  τ =12 20 MPa

a Trục 1

Trục 1 lắp với động cơ điện thông qua khớp nối đàn hồi => d1 = (0,8 1,2)ddc

Theo bảng 1.7 [ 242]/ sách “Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ

Khí Tập Một” của “ Trịnh Chất – Lê Văn Uyển , với động cơ 4A132M4Y3

Theo bảng 10.2[189]/ sách “Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động

Cơ Khí Tập Một” của “ Trịnh Chất – Lê Văn Uyển

Giả sử có bánh răng trụ trên trục 2

- Bánh răng trụ Trên trục II: l m22= (1,2 1,5) d2 = (1,2 1,5).35 =42 52,5mm

 Do đó chọn lm22= 50 mm

Khớp nối đàn hồi

l m12= (1,2 2,5) d1= (1,2 2,5).30 = 3675 mm

Theo bảng 10.3 [189]/ ]/ sách “Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống Dẫn

Động Cơ Khí Tập Một” của “ Trịnh Chất – Lê Văn Uyển

- k1 : Khoảng cách từ mặt canh của chi tiết quay đến thành trong của hộp

với T1 = 73,06(Nm)  Do = 90 mm tra bảng 16.10a [ 68-69]/ sách “Tính Toán

Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí Tập Hai” của “ Trịnh Chất – Lê Văn Uyển

- Phương trình cân bằng trong mặt phẳng thẳng đứng tại gối A

• Tại tiết diện 2-2

Mx = RAY.l11 = 914,55 80 = 73164 Nmm

My = Ft1 ( l13– l11) = 1678( 121,74– 80) = 70039,72 Nmm

M2= √𝑀𝑥2+ 𝑀𝑌 2 = 101284,42 𝑁𝑚𝑚

• Xuất phát từ yêu cầu công nghệ ta được

- Đường kính tiết diện lắp ổ lăn 1 : d =30 mm

- Đường kính tiết diện ổ lăn 2 : d =30 mm

- Đường kính tiết diện lắp bánh răng côn và khớp : d =22 mm

c Tại tiết diện 2-2

• Tại tiết diện đĩa xích :

d Tại tiết diện xích:

tại thiết diện lắp khớp nối : dkn = 23,93 mm

e Xuất phát từ yêu cầu công nghệ ta được

- Đường kính tiết diện lắp ổ lăn 1 : d =30 mm

- Đường kính tiết diện ổ lăn 2 : d =30 mm

- Đường kính tiết diện lắp bánh răng côn và xích : d =30 mm

7 Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục

Ta thấy rằng tại trục 1 tiết diện nguy hiểm nhất chình là tiết diện chứa ổ bi

Hệ số an toàn được tính theo công thức 10.19 - trg195

+ s,s: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện thứ j :

- -1,-1 : Giới hạn mỏi uốn và xoắn tương ứng với chu kỳ đối xứng

- Với thép CT45 có : b=600MPa  -1 = 0,436.600 = 261,6 MPa



Trong đó W W j; 0j mômen cản uốn ,cản xoắn tại tiết diện J của trục được xác định theo công thức theo bảng 10.6 - trg196

TL1 , Nếu trục tiết diện tròn:

3

32

j j

d

3 0

16

j j

d

 Nếu trục có 1 rãnh then:

Với b,t tra bảng 9.1a TL1

Với trục I mặt cắt nguy hiểm là mặt 10 và 11( tiết diện tại các ổ đỡ)

3 10

Với trục 2 mặt căt nguy hiểm là mặt cắt 21 và 22 , 23 tuy nhiên vì mặt cắt 23 và 22

là như nhau cho nên ta chỉ cần xét mặt cắt 21 và 22

3 21

2 11

2 21

21

21

175000

27,85 / 6283,18

a

M

N mm W

2 22

2 10

2 11

2 21

2 22

Xác định các hệ số Kdj;Kdj

1

x dj

y

K

K K

y

K K K

-1 σ21

8 Kiểm nghiệm độ bền tĩnh của trục

Khi quá tải đột ngột như khi mở máy có thể gây biến dạng dẻo hoặc gãy hỏng do đó trục tính theo độ bền mỏi cần phải đc kiểm tra độ bền tĩnh trên tiết diện vừa chịu uốn vừa chịu xoắn nên ta tính được ứng suất tương đương theo thuyết thế năng biến dạng:

M là momen uốn lớn nhất và xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm khi quá tải

Tại tiêt diện ổ lăn 1-0:

Nmm M

Mmax  1 , 5 11  1 , 5 92488 , 2  138732 , 30

Tmax = 1,5T1 = 1,5.56199,59 = 84299,385 Nmm

MPa

38 , 51 30

1 , 0

30 , 138732

Mmax  1 , 5 21 1 , 5 175000  262500

Tmax = 1,5T2 = 1,5 199552,42 = 299328,63 Nmm

 𝜎21 = 262500

0,1 30 3 = 97,22 Mpa

Mmax  1 , 5 22  1 , 5 134738 , 22  202107 , 33

Nmm T

Tmax  1 , 5 2  1 , 5 233569 , 81  350354 , 72

Tmax = 1,5T2 = 1,5 199552,42 = 299328,63 Nmm

MPa

83 , 36 38

1 , 0

33 , 202107

PHẦN 5 THIẾT KẾ HAI CẶP Ổ LĂN TRONG HỘP GIẢM TỐC

1 Chọn và tính ổ lăn cho trục 1

Số liệu:

- Các phản lực tác dụng lên ổ lăn: R AX = 914,55 N; R AY = 374,42 N; R BX = 2280,15 N; R BY = 963,94 N

- Do yêu cầu độ cứng cao ,đảm bảo độ chích xác giữa vị trí trục và bánh răng côn

,chọn ổ đũa côn 1dãy Tra tra bảng 11.1[211]/sách “Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống

Dẫn Động Cơ Khí Tập Một” của “ Trịnh Chất – Lê Văn Uyển,dựa vào đường

kính ngõng trục d =30 mm, ta chọn : sơ bộ ổ đũa côn cỡ trung

Ký hiệu 7206 có : C = 29,8 KN, C0= 22,3 KN,  = 13,670

- Sơ đồ bố trí ổ

Tính ổ theo khả năng tải động C d = Q.mL < C

Trong đó :

m: là bậc của đường cong, m = 10/3

L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay ,

L = 60.n110-6 .Lh = 60.1458.10-6.33600 = 2939,328( triệu vòng)

Q: là tải trọng động : Qi= (XiVFri + Yi.Fai)Kt.Kđ

Qi = (XVFri + YFai)Kt.Kđ

Với : Fa , Fr -tải trọng dọc trục và hướng tâm tại các ổ 0 và 1

V: hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay nên V = 1

Kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, lấy Kt = 1 (vì t0< 1250)

Kđ: hệ số tải trọng động (bảng 11.3) làm việc va đệp nhẹ lấy Kđ = 1

X : hệ số tải trọng hướng tâm

Q = Q2=2475,53 N

 Cd = 2475,53 10/3√2939,328= 27,173 < C = 29,6 KN

 ổ thoả mãn khả năng tải động

Tính ổ theo khả năng tải tĩnh C 0  Q t

Ta có : Q’t2=X0.Fr2+ Y0.Fa2 và (11.20) : Q‘’t1 = Fr2

Tra bảng 11.6 [221]/ sách “Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí Tập

Một” của “ Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, ta có : X0=0,5; Y0= 0,22.cotg = 0,90

Với đường kính các ngõng trục là d = 30 mm, theo bảng P2.11[261-262] Phụ lục/sách

“Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí Tập Một” của “ Trịnh Chất – Lê Văn Uyểnchọn sơ bộ ổ cỡ trung rộng ký hiệu 7606 có:

C = 61,3 kN, C0 = 51 kN, góc tiếp xúc  = 120 L=60.n2.10-6.lh=60.389,84.10-6 33600 = 785,91( triệu vòng)

Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Theo bảng 11.4 , với ổ đũa côn : e = 1,5.tg = 1,5.tg(120) = 0,32

- lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên ổ :

Vậy ổ thỏa mãn khả năng tải động

Kiểm nghiệm tải tĩnh

Tra bảng 11.6[221]/]/sách “Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí

Tập Một” của “ Trịnh Chất – Lê Văn Uyển