Đồ án môn học chi tiết máy 2

Nh vậy muốn xác định công suất động cơ cần biết côngsuất tính toán Pt, mà công suất đợc xác định tuỳ thuộc vào chế độ làm việc của động cơ và tính chất tải trọng.ở đây đề bài cho tải trọ

Pt- công suất tính toán trên trục máy công tác [kw].

η - Hiệu suất truyền động

Ta có :

η = ηôl3 ηtv η1r ηx ηkn.Trong đó : ηôl - Hiệu suất của một cặp ổ lăn

ηtv- Hiệu suất của bộ truyền trục vít

η1r- Hiệu suất của bộ truyền bánh răng

ηx- Hiệu suất của bộ truyền xích

ηkn- Hiệu suất của bộ truyền khớp nối

ở đây ta chọn bộ truyền trục vít không tự hãm với z1=2.Dựa vào bảng 2.3/1/trang19 ta tra đợc hiệu suất của các

Nh vậy muốn xác định công suất động cơ cần biết côngsuất tính toán Pt, mà công suất đợc xác định tuỳ thuộc vào chế độ làm việc của động cơ và tính chất tải trọng.

ở đây đề bài cho tải trọng không đổi - êm dịu và chế

độ làm việc của động cơ dài hạn

Do đó ta có công suất tính toán là công suất làm việc trên trục máy công tác

Pt=Plv.Với hệ thống băng tải ta có:

Plv=1000

Tra bảng 2.4/1/trang 21 sách thiết kế CTM ta chọn đợc

T

T T

T

< Theo bảng phụ lục 1.2/1/ sách thiết kế CTM với Pct=1,125

So với điều kiện trên ta có: P đc =1,5 > P ct =1,125.

nlv- Số vòng quay của trục tang

nlv=6,4 v/ph (tính ở trên)

nđc=1400 v/ph (chọn ở trên)

 Ut=

4 , 6

1400

= 218,75.

Mà Ut=Ux.Uh

Tỷ số

Ta chọn trớc tỷ số truyền của xích: u x =2,7

 Uh=

7 , 2

75 , 218

=81Mặt khác Uh=U1.U2

Với U1- Tỷ số tryuền của bánh vít – trục vít

U2- Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng

Đối với hộp giảm tốc trục vít –bánh răng đẻ tìm U1 có

ph-ơng trình sau:

1 1 1

3

1 2

2

1

.

) / 1 (

.

λ ϑ γ

γ

c tg

u

u u u

= +

Có thể viết U1=f(uh,c,γ) với c=c1.θ.λ1 ở đây ta lấy

tgγ=0,2 và khi bánh răng đợc chế tạo bằng thép nhóm I (HB<350) chọn c=2.

Dựa vào công suất cần thiết Pct của động cơ và sơ đồ của hệ thống dẫn động ta tính đợc trị số công suất

,mômen và số vòng quay trên các trục

796 0 10 55

,

, ,

N.mm 4 ,9 ,4

b- thiết kế bộ truyền trục vít – bánh vít

I- chọn vật liệu chế tạo trục vít - bánh vít.

Vì trong bộ truyền trục vít xuất hiện vận tốc trợc lớn và

điều kiện hình thành màng dầu bôi trơn ma sát ớt không

đợc thuận lợi nên cần phối hợp vật liệu trục vít và bánh vít sao cho cặp vật liệu này có hệ số ma sát thấp, bền mòn vàgiảm bớt nguy hiểm về dính Mặt khác do tỷ số truyền U lớn, tần số chịu tải của trục vít lớn nhiều so với bánh vít, do

đó vật liệu trục vít phải có cơ tính cao hơn so với vật liệu bánh vít

Vì lực kéo lớn nhất trên băng tải cho F=7200 N nên tảitrọng chỉ là tải trọng trung bình vì vậy ta chọn vậtliệu trục vít là thép 45 đợc tôi bề mặt hoặc tôi thểtích đạt độ rắn HRC= 45

Để chọn vật liệu bánh vít ta dựa vào vận tốc trợt , vận tốctrợt đợc chọn theo công thức gần đúng sau:

1

3 10

8 ,

Trong đó: Vs- Vận tốc trợt

nI- Số vòng quay của trục vít

PI- Công suất của trục vít

U1- Tỷ số truyền của trục vít

ứng xuất uốn cho phép đối với vật liệu bánh vít, với bánh vít làm bằng đồng thanh nhôn sắt dạng hỏng về dính là nguy hiểm hơn cả, do đó ứng suất tiếp xúc cho phép xác

định từ điều kiện chống dính , nó phụ thuộc vào trị số vận tốc trợt mà không phụ thuộc vào số chu kỳ chịu tải tức

là ứng suất tiếp xúc cho phép trong thờng hợp này xác

định từ độ bền tĩnh chứ không phải từ độ bền mỏi

Với Vs= 3,88 m/s tra bảng 7.2/1/trang 148 , ta chọn đợc trị

số ứng suất tiếp xúc mỏi cho phép

[ H ] = 216 Mpa.

Tra bảng 7.1/1/ trang 146 ta xác định đợc ứng suất bền

và ứng suất chảy cho phép

b = 600 Mpa.

ch = 200 Mpa.

III- xác định ứng suất uốn mỏi cho phép

Đối với bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc, ứng suất uốn cho phép xác định theo công thức sau:

[F]=[F0].KFL.trong đó: [F]-ứng suất suất uốn cho phép ứng với 106

NFE= 60 ∑ i  n i t i

T

T

2 9

max 2

6

10 25

10 10

=

 [σF]= [σFO].KFl= 166.0,54= 89,64 [Mpa].

IV- xác định ứng suất quá tải cho phép

Để kiểm tra độ bền tĩnh tránh quá tải cần xác định ứng suất tiếp cho phép khi quá tải [σH]max và ứng suất uốn cho phép khi quá tải [σF]max Vì bánh vít làm bằng đồng thanhkhông thiếc nên:

Tính sơ bộ hệ số đờng kính q theo công thức thực

nghiệm:

q= 0,25.Z2= 0,25.44=11Theo bảng 7.3/1/ trang 150 sách TKCTM ta chọn q=12,5Khoảng cách trục aw của bộ truyền đợc xác định theo công thức sau:

H II H

] [ 



 σ

170

q

K T z

H II

2 , 1 123128,9

216 44

Ta chọn aw1 theo tiêu chuẩn SEV đợc a w1 =90

Môdun của trục vít đợc xác định từ aw

VII- kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc.

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít của

bộ truyền đã đợc thiết kế phải thoả mãn điều kiện sau:

q z z

H II w

) (

170 2 3

2

[σH]

Với aw1, z2và q đã biết, để tính σH thì cần xác định

chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] theo vận tốc trợt

Vs, mômen xoắn trên trục bánh vít ,hiệu xuất η và hệ số tải trọng KH

• Góc vít đợc xác định theo công thức sau:

γw= arctg

x q

Z

2

1

+2 0 32 5

12

2

, , 8,65 0

, , cos

.

.

= Π

w

w n d

Vậy ta chọn vật liệu bánh vít là phù hợp ,vì khi chọn vật liêu bánh vít ta chọn Vs < 5 m/s

Tra bang 7.2/1/ : [σΗ]=2 1 8 MPA

• Tính hiệu suất của bộ truyền trục vít

η= 0,95

) ( γ ϕ

γ +

w

w

tg tg

Với γw là góc vít, ϕ là góc ma sát

Dựa vào vận tốc trợt Vs= 3,1 [m/s] theo bảng 7.4/1/ trang

152 ta xác định đợc ϕ= 1,577.

Vậy η = 0,95

) ( γ ϕ

γ +

65 , 8

răng.Vì đầu bài cho tải trọng không đổi -

q z z

H II w

) (

.

3 2

209 1 75 131173 90

5 12 44 44

,

, ,

σ

σ σ

Vậy σH = 216 < [σH ] = 218 [Mpa], điều kiện ứng xuất

tiếp xúc đợc thoả mãn

VIII- Kiểm nghiệm độ bền uốn răng bánh vít

Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh vít không đợc vợt quá một giá trị cho phép.

.

4 , 1

2 2

F n

F F II

m d b

K Y T

σ

≤

Trong đó: TII- Momen xoắn trên trục bánh vít

YF- Hệ số biên dạng răng, xác định theo số răng tơng đơng

Zv= 3 ( )3

2

65 , 8 cos

44 cos =

m d b

K Y T

2

2

4 , 1

=

11 3 6 138 35

209 1 465 1 75 131173 4

1

, ,

, , ,

,

= 21,6 [Mpa].

Vậy σF =21,6 < [σF ]= 89,64 Mpa, điều kiện bền uốn

đợc thoả mãn

IX- Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải.

Bộ truyền trục vít –bánh vít có thể bị quá tải khi mở máy hoặc khi hãm… do đó cần kiểm nghiệm răng bánh vít về

Để tránh biến dạng d hoặc dính bề mặt răng, ứng suất cực đại không đợc vợt quá một trị số cho phép.

σHmax= σH K qt ≤[σH]max

 σHmax = 216 1 , 4=255,5< [σH ] max =400 Mpa.

Để tránh biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh chân bánh vít , ứng suất uốn cực đại không đợc vợc quá một trị số cho phép

90

, ) , ( ,

Chän d aM2 = 150 [mm].

7- ChiÒu réng b¸nh vÝt b 2.

Khi z 2 =2 th× b2 ≤ 0,75.da1 = 0,75.45,675 =34,26 [mm] LÊy b 2 = 35 [mm].

8-ChiÒu dµi ren trôc vÝt b 2 vµ b íc ren trôc vÝt t.

Khi z1= 2 th× b1≥ (11 + 0,06.z2).m= (11+0,06.44).3,15 = 42,9 [mm],

35 arcsin

5 , 0

20 cos

0 0

Để thuận tiện cho việc cung cấp vật liệu ta chọn vật liệu hai bánh là nh nhau,vì ở đây tải trọng trung bình nên ta chọn vật liệu nh sau.

II- xác định ứng suất cho phép.

ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] đợc xác định theo công thức sau

[σH] =

H

HL xH v r H

S

K K Z

.

0 lim

σ

[σF ] =

F

Fc FL xF s R F

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 hởng của vận tốc vòng

KxH- Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánhrăng

YR- Hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân

độ bền uốn.

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

Chiều 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

S

K

.

0 lim

σ

[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/ đợc

σ0 Hlim = 2.HB +70 và S H =1,1.

σ0 Flim = 1,8.HB và S F =1,75.

 σ0 Flim2 = 1,8.HB2 = 1,8.230 =414 [Mpa]

• Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc là:

NHO = 30.H2,4

1H.

 NH01 = 30.2452,4 =1,6 10 7

 NH02 = 30.2302,4 =1,39.10 7

• Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

đối với mọi loại thép

N Fo = 4.10 6.Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh nên chu kỳ tơng đ-

ơng là:

NHE1 = NFE1= N1 = 60.c.n.t∑ = 60.1.63,3.310.8.6

=5,6.10 7

NHE2 = NFE2= N2 = 60.c.n.t∑ = 60.1.17,3.310.8.6 =1,5.10 7.Với c, n, t∑ lần lợt là số lần ăn khớp trong một phút, số vòng quay trong một phút, tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

Vì NHE1 > NHO1 nên lấy hệ số tuổi thọ K HL1 = 1.

NHE 2> NHO2 nên lấy hệ số tuổi thọ K HL2 = 1.

NFE 1> NFO1 nên lấy hệ số tuổi thọ K FL1 = 1.

NFE 2> NFO2 nên lấy hệ số tuổi thọ K FL2 = 1.

Từ các số liệu trên ta xác định đợc ứng suất cho phép

[σH]’ =

H

HL H

S

K

.

0 lim

σ

 [σH]’1=

H

HL H

S

K

.

0 lim

σ

=

1 1

1 560

S

K

.

0 lim

σ

= 1 , 1

1 530

= 481,8 [Mpa]

[σF ]’ =

F

Fc FL F

σ

 [σF]’1 =

F

Fc FL F

σ

=

75 , 1

1 1 441

= 525 [Mpa]

 [σF]’2=

F

Fc FL F

σ

=75 , 1

1 1 414

=236,5 [Mpa]

Vì bộ truyền là bánh răng trụ răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong hai giá trị [σH]1’ và [σH]2’ vậy ứng suất tiếp xúc cho phép là: [σH ]

= 481,8 [Mpa].

• xác định ứng suất quá tải cho phép

Với bánh răng đợc tôi cải thiện thì :

.

ba H

H II

U

K T

Ψ σ

trí của bánh răng đối với ổ và hệ số ψ1d

ψ1d= 0,53.ψ1a.(U2+1)

Tra bảng 6.6/1/ ta chọn ψ1a = 0,3

 ψ1d = 0,53.0,25(3,65+1) = 0,74

Tra bảng 6.7/1/ trang 98 đợc KH β= 1,04.

 aw2 = 49,5.(3,68+1)3

2 3 , 68 0 , 3 )

8 , 481 (

04 , 1 75 , 131173

U m

a w

= 22,9Chọn Z3 = 22 răng

Do đó Z4= u2.z3 = 3,68.22 =80,9 Chọn Z4=80 răng.Tính lại khoảng cách trục :

aw2 =

2

) 80 22 (

5 , 3 2 Z t = +

Hệ số giảm đỉnh răng : y 0 , 014

1000

102 136 , 0 1000

. t = =

x z k

Tổng hệ số dịch chỉnh:

xt=y+y=0,43+0,014=0,444

Hệ số dịch chỉnh bánh 2: x2=xt-x1=0,444-0,1=0,344

• xác định góc ăn khớp αtw

180 2

20 cos 5 , 3 102

2

cos

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ

truyền phải thoả mãn điều kiện sau:

1 2

2

.

) 1 (

2

w w

H II

d U b

U K T

.

01

27 21 2

1 2

1 2 3 88 1 1

1 2 3 88 1

4 3

4− , =0,876

TII- Momen xoắn trên trục bánh răng 3

KH- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

KH = KH β.KH α.KHv

KH β- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng tra bảng 6.7/1/ với ψ1d = 0,74

(tính ở trên ) tra đợc K Hβ=1,04

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 HB2= 230< 350 tra bảng 6.15/1/ tra đợc hệ số kể

w w H

K K T

d b V

.

.

2

3

04 1 75 131173 2

9 77 54 81 0

, ,

, ,

1,013

σH = ZM.ZH.Zε 2

2 2

2

w w

H II

d U b

U K T

.

) (

.

 σH = 274.1,72.0,876 2

) 59 , 77 (

64 , 3 54

) 1 64 , 3 (

054 , 1 75 , 131173

=428,2

[Mpa]

Với v= 0,26 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 giacông răng đạt độ nhám Rz=10 40 àm do đó ZR= 0,9 với

2 , 428 62 ,

V- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

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

m d b

Y Y Y K T

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 m- môđun pháp

trang 109 với số răng tơng đơng Zv1= Z3 =22,

Zv2= Z4=80

và hệ số dịch chỉnh x1= 0,1, x2=0,344 tra đợc Y F1 = 3,82 , Y F2 = 3,53

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

đợc K Fβ = 1,176

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, vìrăng thẳng

w w F

K K T

d b V

2

. 2

w w F

K K T

d b V

2

. 2

=1+

1 176 , 1 75 , 131173

2

59 , 77 54 136 , 2

= 1,029.

 KF = KF β KF α KFv = 1,176.1.1,029 = 1,2

Vậy ứng suất uốn trên bánh 3

σF1 =

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

II

.

2

2 2

1 β ε

=

5 , 3 59 , 77 54

82 , 3 1 59 , 0 2 , 1 75 , 131173

2

= 48,38 [Mpa]

• Xác định ứng suất uốn trên bánh 4

σF2 =

82 , 3

53 , 3 38 , 48

1

2 1

F

F F

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 d hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không vợc ứng suất suất cho phép

σHmax= σH K qt ≤ [σH]max

σHmax= σH K qt = 428,2 1 , 4 =506,6 [Mpa]

Vậy σHmax = 506,6 < [σHmax ]=1260 [Mpa].

Để tránh biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng, ứng suất cực đại σFmax tại mặt chân răng không đợc vợt quá một trị số cho phép

σFmax = σF.Kqt ≤ [σF]max

σF1max = σF1.Kqt = 48,38.1,4 =67,7 [Mpa]

σF2max = σF2.Kqt = 44,7.1,4 = 62,6 [Mpa]

Vậy σF1max = 67,7 < [σF1 ] max = 360 [Mpa]

σF2max = 62,6< [σF2 ] max = 464[Mpa].

5 , 3 2

dw3 = =

+

= + 3 , 64 1

180 2 1

20 5 3 102 2

0

,

cos ,

cos

d12=263,1

mm

§êng kÝnh ch©n r¨ng df df3=

68,95

df4=273,6

VIII- Xác định lực tác dụng nên bộ truyền bánh răng.

Lực của bộ truyền bánh răng có phơng chiều, điểm đặt lực nh hình vẽ và trị số đợc xác theo công thức sau:

27 , 21 76 , 3380 cos

αtw- Góc ăn khớp, αtw = 21,270 (tính ở trên)

β- Góc nghiêng của răng vì răng thẳng nên β = 0

D-thiết kế bộ truyền xích

I- Chọn loại xích.

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.

1Xác định số răng đĩa xích.

Với Ux = 2,7 tra bảng 5.4/1/ trang 80 ta chọn đợc số răng

đĩa xích nhỏ là Z1 = 27 răng , do đó số răng đĩa xíchlớn là :

Z2 = Ux.Z1 = 2,7.27 = 72,9

Vậy số răng đĩa xích lớn là : Z2= 73 răng

2- xác định b ớc xích t

Bớc xích t đợc xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn củabản lề, điều kiện đảm bảo độ bền mòn đợc viết dới dạng

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 = 50 [v/ph]

K- Đợc tính từ các hệ số thành phần

K= k0.ka kđc k1t Kđ kc

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

đờng nối hai tâm đĩa xích so với phơng nằm ngang nhỏ hơn 600 tra bảng 5.6/1/ đợc 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/ đợc k a = 1.

Kđc- Hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng xích, ở đây

chọn vị trí trục đợc điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích tra

bảng 5.6/1/ đợc k đc = 1.

K1t- Hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn, ở đây môi ờng làm việc

tr-có bụi , chất lợng bôi trơn II, tra bảng 5.6/1/ đợc K 1t = 1,3.

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

đây cho tải trọng

25,4 [mm] và công suất cho phép [P] = 3,2 kw, thoả mãn

X =

1016 14 , 3 4

4 , 25 ) 27 73 ( 2

73 27 40 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

27 73 2 ) 73 27 ( 5 , 0 132 )

27 73 ( 5 , 0 132

3 , 17 27

III Tính kiểm nghiệm xích về độ bền uốn.

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc ờng 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

th-đây ta kiểm nghiệm về quá tải khi mở máy với

Kđ= Tmm/T = 1,4

S = [ ]

.F F0 F s k

Q

v t

d

≥ + +

Trong đó : Q-Tải trọng phá hỏng, tra bảng 5.2/1/ đợc Q = 56,7 [kN]

V=

60000

3 , 17 4 , 25 27 60000

796 , 0 1000

Q

=11,6 Theo bảng 5.10/1/ với n < 50 v/ph tra đợc [s] = 7

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

IV-Tính các thông số của bộ truyền xích.

1- Đ ờng kính vòng chia đĩa xích d.

d1=

27

180 sin

4 , 25

1

= Π

4 , 25

2

= Π

z

t

= 590,5 [mm]

2-Xác định đ ờng kính đỉnh đĩa xích