Do an thiet ke hop giam toc con tru

Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ Chọn sơ bộ tỉ số truyền của hệ thống Usb... Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] = o Hlim Với KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải... Chọn Kbe = 0,25 KHβ :

BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN

CHI TIẾT MÁY PHẦN I : TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG

1 Chọn động cơ điện

a Xác định công suất trên trục động cơ

Công suất của động cơ được chọn phải thỏa mãn:

Pđc > P yc

trong đó : Pđc : Công suất của động cơ được chọn

Pyc : Công suất yêu cầu khi mở máyCông suất tương đương của thùng trộn

đ t

i i

ct

i i

T t T P

15 13

++ = 4,11 kW

η : Hiệu suất truyền động

4

i k brc br x ol n

      trong đó k : Hiệu suất của khớp nối η k = 1

 : Hiệu suất của bộ truyền xích η đ = 0.90

η ol : Hiệu suất của ổ lăn η ol = 0, 99

=> η = 1.0,97.0,97.0,9.0,994 0,81

=> Pyc = d 4,11 5,05

0,81

t P

b Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ

Chọn sơ bộ tỉ số truyền của hệ thống Usb

Usb = Uh Ux

Chọn Ux = 3 ; U sbn = 12

=>Vận tốc sơ bộ của động cơ:

nsb = nct Usb = 40 36= 1440 (vg/ph)Chọn động cơ cần thỏa mãn:

đc = P1 5, 48

5,53 1.0,99

Trục

Thông số Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3

Trục côngtácCông suất

Tỷ số truyền bộ truyền xích : ux = 2,34

Điều kiện làm việc : quay một chiều, làm việc 2 ca ,tải va đập nhẹ

1 Chọn loại xích

Chọn xích con lăn một dãy cho bộ truyền

2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền

- Số răng đĩa xích:

Ứng với tỷ số truyền ux= 3,03 chọn sơ bộ số răng đĩa xich nhỏ:

Z1=29 – 2u = 29 – 2.3,03 = 22,94Chọn Z1= 23

z

z K z

n

n K n

 Công suất tính toán:

Do đó diều kiện n < nth được thỏa

6 Vận tốc trung bình của xích :

103.25.31,75

1,363

60000 60000 60000

c nzp dn

v

7 Tính toán và kiểm mghiệm bước xích :

3 3

Z n P K

Với [Po] = 29 Mpa – Ap suất cho phép, tra từ bảng 5.3 tài liệu [2] Vậy bước xích đã chọn thoã mãn điều kiện trên

8 Tính toán các thông số của bộ truyền xích :

 Chọn khoảng cách trục sơ bộ a =(30÷50)pc = 40.31,75 = 1270 mm

p

a X

 Tính tính chính xác khoảng cách trục chính xác :

Do đó khoảng cách trục là a = 1286 mm

9 Kiểm nghiệm số lần va đập của xích trong 1 giây:

 Lực căng ban đầu của xích :

Fo=Kf a qm g = 6 1,286 3,8 9,81 = 287,6 N Với Kf - hệ số phụ thuộc vào độ võng của xích, khi xích nằm ngang: Kf = 6

Với [s] hệ số an toàn cho phép [s] = (7,8 ÷9,4) bảng 5.7 tài liệu [2].

11 Đường kính đĩa xích :

 Bánh dẫn:

1 1

1

31,75.25

253,3sin

611,6576,3

12 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc đĩa xích :

Ứng suất tiép xúc trên mặt răng đĩa xích phải thỏa điều kiện:

Lực va đạp trên tải moat xích (m = 1):

Chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB210 với [H] = 600 MPa

Tương tự H2 H chọn cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện

PHẦN III: TÍNH TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG

Số liệu: P1 = 4,24 kW

n1 = 570 ( vg/ph)

u1 = 5,65 u2 = 4,23 Thời hạn làm việc: 17 000 h

I Cấp nhanh: bộ truyền bánh răng côn răng thẳng

Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt rắn HB 180…350

Ứng suất tiếp xúc cho phép

[σH] =

o Hlim

Với KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1

YR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1

=> [σF]1 = 495.1.1 283

1, 75 = MPa

=> [σF]2 = 468.1.1 267

1, 75 = MPaỨng suất quá tải cho phép

[σH]max = 2,8 σch2 = 2,8 580 = 1624 MPa

[σF1]max = 0,8 σch1 = 0,8 580 = 464 MPa

[σF2]max = 0,8 σch2 = 0,8 580 = 464 MPa

4 Tính toán bộ truyền bánh răng

a Xác định chiều dài côn ngoài

2 3

Với KR = 0,5 Kd : hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng

Với bộ truyền động bánh côn răng thẳng bằng thép Kd = 100 MPa1/3

Kbe : hệ số chiều rộng vành răng Kbe = 0,25…0,3 Chọn Kbe = 0,25

KHβ : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

bánh răng côn Tra bảng 6.21 với

z z

Theo 6.58 ứng suất tiếp xúc

[σH] = 1 H 12

m1

2T K u 10,85.bd u

Trong đó: ZM: Hệ số kế đến cơ tính của vật liệu ăn khớp

Tra bảng 6.5 ZM = 274 MPa1/3

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

Với x1 + x2 = 0 tra bảng 6.12 được ZH = 1,76

Zε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Với bánh côn răng thẳng

Zε = 4

3

a e

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

thời ăn khớp Với bánh răng côn thẳng KHα = 1

KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

bd1

2T K K

H v

2

u u

1 m H

K K T 2

bd v

Trong đó b: chiều rộng vành răng

b = Kbe Re = 0,25 186,75 = 47,6 mm => KHv = 1+ 4,77.47,6.57,752.71239.1,18.1 = 1,08

=> σH < [σ’H] : đảm bảo độ bền tiếp xúc của bánh răng

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Điều kiện bền uốn:

[σ’F] =

1

1 β ε 1

85 , 0

2

m nm

F F

d m b

Y Y Y K T

Trong đó KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn

K Fv: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

KFv = 1 +

α β 1

1

2

ν

F F

m F

K K T

d b

YF1, YF2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2

Số răng tương đương

zv1 = 1

1

22

22,34cos 0,9849

z

zv2 = 2

2

125

719, 22cos 0,1738

z

x1 = 0,4 x2 = - 0,4 => tra bảng 6.18 được YF1 = 3,48 YF2 = 3,63

s =s = = MPa < [σF2]max

Như vậy điều kiện uốn được đảm bảo

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Ứng suất tiếp xúc cực đại không vượt qua giá trị cho phép

5 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn

Chiều dài côn ngoài Re = 190,38 mm

Hệ số dịch chỉnh chiều cao x1 = 0,4 x2 = -0,4

Theo các công thức trong bảng 6.19

Đường kính chia ngoài

de1 = mte z1 = 3 22 = 66 mm

de2 = mte z2 = 3 125 = 375 mmGóc côn chia

hae2 = 2 hte.mte – hae1 = 2.1.3 – 4,2 = 1,8 mmChiều cao chân răng ngoài

hfe1 = he – hae1

với he: chiều cao răng ngoài

he = 2.hte mte + c với c = 0,2 mte

=> he = 2 1 3 + 0,2 3 = 6,6 => hfe1 = 6,6 – 4,2 = 2,4 mm

hfe2 = he – hae2 = 6,6 – 1,8 = 4,8 mmĐường kính đỉnh răng ngoài

dae1 = de1 + 2.hae1 cos δ1 = 66 – 2 4,2 0,9848 = 57,73 mm

dae2 = de2 + 2.hae2 cos δ2 = 375 – 2 1,8 0,1738 = 374,38mm

II Cấp chậm: bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

1 Chọn vật liệu:

Theo bảng 6.1 chọn:

Bánh nhỏ: 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285, có σb1 = 850 MPa

σch1 = 580MPa

Bánh lớn: thép 45 thường hóa đạt độ rắn 241…285, có có σb2 =850 MPa

σch2 = 580MPa

2 Phân phối tỉ số truyền:

u2 = 3

3 Xác định ứng suất cho phép

Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt rắn HB 180…350

o

o Flim 1,8HB

Trong đó o

Hlim

s và o

Flim

s là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 275; độ rắn bánh răng lớn HB2 = 265

o

o

o

o

Flim 2 1,8 265 477 MPa

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

NHO = 2,4

HB

H 30

=> NHO1 = 2,4 2,4 7

HB1

30 H =30.275 =2,15.10

=> NHO2 = 2,4 2,4 7

HB2

30 H =30.265 = 1,96.10

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

NHE =

3 i

æ ö÷

çè ø

Theo 6.2

[σF] =

o Flim

Với KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1

YR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

4 Tính toán bộ truyền bánh răng

a Tính toán sơ bộ khoảng cách trục

T1 Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1 = 138 078 N.mm

[ ]σH Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] = 555 MPa

u Tỉ số truyền u = 3

w w

Theo công thức 6-17 ta có m = (0,01¸ 0,02).aw = 1,8¸ 3,6

Theo tiêu chuẩn bảng 6-8, chọn modun pháp m = 3

Chọn sơ bộ góc nghiêng β=10o, do đó cosβ = 0,9848 Theo 6-31:

87329

m

Z u Z

bw = aw ψba = 180 0,25 = 45 mm

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6-33 ứng suất tiếp xúc trên mặt làm việc

ZM Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp,

trị số ZM tra trong bảng 6-5 ZM = 274 Mpa1/3

ZH Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc 2.cosβ

sin 2α

b H

2.cos13,921

1, 715sin(2.20,632)

H Z

Theo 6.37, hệ số trùng khớp dọc

 = bwsin/(.m) = 45 sin(140 50’ 6”)/(3,14.3) = 1,22

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ

Trong đó

Tra bảng 6.15 δH = 0,002Tra bảng 6.16 go = 73

=> [σH] = [σH] ZvZRKxH = 555 1.0,95.1 = 527,3 MPa

Như vậy σH <[σH] điều kiện bền tiếp xúc được thỏa

d Kiểm nghiệm về độ bền uốn

1 ε β 1 1

1

2 .σ

bw: chiều rộng vành răng bw = 45 mm

dw1 : đường kính vòng lăn bánh chủ động dw1 = 90 mm

Yε: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

ε

α

1ε

Y = với ε α: hệ số trùng khớp ngang

YF1 ,Y F2 hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2

- Số răng tương đương :

1

29

32cos β 0,9667

V

Z Z

1

2

ν

F F

w w F

K K T

d b

1

2.138078.1,53.0,573.1,01.3,8

76,545.90.3

F

F

Y Y

σHmax =σH K qt =357,5 1,5=437,8<[ ]σH max = 952 MPa

σF1max =σ F1K qt =76,5.1,5=113, 4<[σF1 max] =478,8 MPa

σF2max =σ F2 K qt =72,7.1,5 109,05= <[σF2 max] =478,8(Mpa)

Khả năng quá tải đạt yêu cầu

5 Thông số và kích thước bộ truyền bánh răng nghiêng

Khoảng cách trục aw = 180 mm

Chiều rộng vành răng bw = 45 mm

Sơ đồ lực tác dụng lên các trục

PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

³

trong đó T là momen xoắn trên trục thứ k

[τ]= 12…20 MPa] là ứng suất xoắn cho phép, chọn [τ]= 12…20 MPa] = 17 MPaTrục 1:

3 1

71239

0, 2.12

d ³ =30,96 mm Chọn sơ bộ dsb1 = 35 mmTrục 2:

3 2

381058

0, 2.17

d ³ = 48,21 mm Chọn sơ bộ dsb2 = 50 mmTrục 3:

3 3

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

Theo bảng 10.2, với đường kính trục tương ứng, ta có chiều rộng ổ lăn:

b01 = 21 mm b02 = 27 mm b03 = 39 mmTheo công thức 10.10 chiều dài mayơ bánh đai:

lm12 = (1,2…1,5)dsb1 =(1,2…1,5).35 = 42…52,5 mm

Chọn lm12 = 40 mmChiều rộng Mayơ bánh răng côn trên trục I

lm13 = (1,2 1,4)dsb1 = (1,2 1,4).35 = 42…49 mm

Chọn lm13 = 49 mmChiều rộng Mayơ bánh răng côn trên trục II

lm23 = (1,2 1,4)dsb2 = (1,2 1,4) 50 = 60 70 mm

Chọn lm23 = 65 mmChiều rộng Mayơ bánh răng nghiêng trên trục II

lm22 = (1,2 1,5)dsb2 = (1,2 1,5) 50 = 60 75 mm

Chọn lm22 = 70 mmChiều rộng Mayơ bánh răng nghiêng trên trục III

lm34 = (1,2 1,5)dsb3 = (1,2 1,5) 80 = 96 120 mm

Chọn lm34 = 105 mmChiều dài mayơ nửa khớp nối trên trục III

lm33 = (1,4 2,5)dsb3 = (1,4 2,5).80 = 112 200

Chọn lm33 = 161mm

Xác định chiều dài giữa các ổ

Xét với trục I: công thức theo bảng 10.4

l11 = (2,5 3)dsb1 = (2,5 3).35 = 87,5…105 mm Chọn l11 = 105 mm

l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5 (b01 – b13 cosδ1)

= 105 + 9 + 7 + 49 + 0,5 (21 + 47,6 cos (9058’55”) ) = 147 mm

Trong đó k1: Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trongcủa hộp

Tra bảng 10.3 k1 = 8 15 mm Chọn k1 = 9 mm

k2: Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp

Tra bảng 10.3 k2 = 5 15 mm Chọn k2 = 7 mm

δ1: Góc côn chia trên bánh răng nhỏ δ1 = 9058’55”

b13 : Chiều rộng vành răng của bánh răng côn b13 = 47,6 mm

Xét với trục II: công thức theo bảng 10.4

2

m

d

T

Với dm1: đường kính trung bình của bánh nhỏ

dm1 = 1 0,5 e1

e

b d R

2

w

d

T

= 2.381058 8308, 2591,73 = N = Ft4

Fr3 = 3

0

8308, 25 (20,351)

3140, 61cos cos (11 6'45")

= 2 610 3 916 N Chọn Fx33 = 3 000N

Với Dt: đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồiTra bảng 16.10 Dt = 235 mm

5 Xác định phản lực tại các gối đỡ

a Trục I

y x

z 0

491390

Biểu đồ momen trục I

My

T

y x

z 0

b Trục II

0 1

3948215

Biểu đồ momen của trục II

y

x

z 0

Mx My

T

0 1

381058

Fa22=884N Ft22=2467N Fr22=156N Fx21=4063N Fx20=6712N Fa23=1631,9N Ft23=8308N Fr23=3140,6N Fy21=602N Fy20=2383N

l 22 = 69,5 mm

l 23 = 120 mm

l 21 = 215 mm

Tính trục III

y

x

z 0

4542215

Biểu đồ momen trục thứ III

Đồ án Chi tiết máy Giảng viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam

6 Tính momen uốn tổng M j và momen tương đương M tdj tại các tiết diện nguy hiểm

với [σ]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trục

Tra bảng 10.5 với dsb1 = 30 mm được [σ] = 63 MPaĐường kính trục tại gối đỡ 10 là:

d10 = 3 10 3 92612

24,500,1[ ] 0,1.63

td M

mm

Đồ án Chi tiết máy Giảng viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam

Đường kính trục tại gối đỡ 11là:

d11 = 3 11 3 237364

33,520,1[ ] 0,1.63

td M

td M

td M

Đồ án Chi tiết máy Giảng viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam

Tính chính xác các tiết diện

Với dsb2 = 50 mm được [σ] = 50 MPa

d20 = d21 = 0 mm

Đường kính trục tại bánh răng 22 là:

d22 = 3 22 3 539142

47,600,1[ ] 0,1.50

td M

td M

Đồ án Chi tiết máy Giảng viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam

Tính chính xác các tiết diện

Với dsb3 = 80 mm được [σ] = 49 MPa

Đường kính trục tại gối đỡ 30 là:

d30 = 3 30 3 1386781

65,660,1[ ] 0,1.49

td M

td M

td M

td M

Đồ án Chi tiết máy Giảng viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam

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:

³+

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

σaj, σmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j

Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:

σmj = 0 σaj = σmaxj =

j

j

W M

Đồ án Chi tiết máy Giảng viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam

τ]= 12…20 MPaaj, τ]= 12…20 MPamj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiếtdiện j

Khi trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động :

τ]= 12…20 MPamj = τ]= 12…20 MPaaj = max

x

y

K K K

s s s

x

y

K K K

t t t

= 1,06

Ky: hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu Khi không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt Ky = 1

εσ và ετ]= 12…20 MPa: hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước thiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10

Đồ án Chi tiết máy Giảng viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam

Kσ và Kτ]= 12…20 MPa: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn,trị sso phụ thuộc vào các loại yếu tố gây ra tập trung ứng suất Tra bảng 10.12 được Kσ = 1,76 Kτ]= 12…20 MPa = 1,54

Chọn kiểu lắp then : k6

Dựa vào kết cấu trục ta phải kiểm tra các tiết diện nguy hiểm về độ bền tại

những tiết diện sau:

Đồ án Chi tiết máy Giảng viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam

Rãnhthen

Lắpcăng

=> Thỏa mãn điều kiện an toàn

9 Kiểm nghiệm then

Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt:

T mômen xoắn trên trục

d đường kính trục

lt, b, h, t kích thước then[d] ứng suất dập cho phép Theo bảng 9-5/178[TL1], với tải trọng va đập vừa ta có [d] = 100 MPa

[c]: ứng suất cắt cho phép[c] = (60 90).2/3 = 40 60 MPa  chọn [c] = 60 MPaBảng kiểm nghiệm then

Đồ án Chi tiết máy Giảng viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam

Tiết diện

2 Chọn kích thước ổ lăn: chọn theo khả năng tải trọng động

Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn d11 = 35 mm

Tra bảng phụ lục P2.11 với cỡ nhẹ rộng ta chọn được ổ đũa côn kí hiệu

Đồ án Chi tiết máy Giảng viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam

Khả năng tải trọng động được tính theo công thức:

m d

Trong đó Q: tải trọng động quy ước kN

L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quaym: bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn

Với ổ bi đũa côn m= 10/3Gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, suy ra từ CT11.2[1]/211 ta có :

6

10 60

h

L L

Trong đó:F rvà F a là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục,kN

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

Kt là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, Kt =1(to <100o)

Kd là hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3 với đặc tính làm việc va đập vừa: Kd =1,3 1,8 Chọn Kd = 1,5

X là hệ số tải trọng hướng tâm

Y là hệ số tải trọng dọc trụcPhản lực hướng tâm trên các ổ là :