Đồ án nguyên lý chi tiết máy

Đây là tài liệu báo cáo về thiết kế bộ truyền hộp giảm tốc trong bộ môn Nguyên Lý chi tiết máy. Ai cũng biết, bởi cái tên đã nói lên tất cả hộp giảm tốc là một thiết bị dùng để giảm tốc độ các vòng quay. Đây là thiết bị trung gian giữa động cơ và các bộ phận khác của máy trong dây chuyền sản xuất với chức năng điều chỉnh tốc độ của động cơ điện cho phù hợp với yêu cầu. Nhưng rất người biết về nguyên lý hoạt động của hộp giảm tốc, DICO mong qua chia sẻ này sẽ có thể giúp khách hàng hiểu rõ hơn về bộ phận này và vai trò của nó ra sao.

Mục Lục

Phần I :CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN u 3

1.Chọn động cơ điện: 3

2.Phân phối tỉ số truyền u 4

7

Bảng hệ thống số liệu 7

Phần II : THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 8

I Xác định các thông số bộ truyền : 8

Tính đường kính 2 trục: 9

2.Khoảng cách 2 trục a: 9

3.Tính chiều dài đai: 10

4.Tính góc ôm : 11

II.Xác định số đai z : 11

III.Xác định lực căng ban đầu và lực căng tác dụng lên trục : 12

Các thông số bộ đai 12

Phần III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ - RĂNG NGHIÊNG 13

1 Chọn vật liệu: 13

2 Xác định ứng suất cho phép: 14

3.Xác định sơ bộ khoảng cách trục aw: 16

4 Xác định các thông số ăn khớp: 16

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 17

6 Kiểm nghiệm vể độ bền uốn: 20

7.Kiểm nghiệm răng về quá tải: 22

8.Các thông số và kích thước bộ truyền 23

PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC 23

A CHỌN VẬT LIỆU 24

B TÍNH THIẾT KẾ TRỤC 24

1.Tải trọng tác dụng lên trục: 24

2.Xác định đường kính sơ bộ trục: 24

3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: 25

4 Tính toán thiết kế trục 26

5.Tính các momen uốn tổng và momen tương đương tại các tiết diện trên chiều dài trục: 30

6 Tính kiểm nghiệm về độ bền mỏi: 33

7 Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế về độ bền mỏi: 33

8 Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm: 34

9 Chọn lắp ghép: 35

TÀI LIỆU THAM KHẢO 35

Phần I :CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN u

+Lực vòng trên băng tải: F = 2600 (N)

+Vận tốc tang tải : v = 1,2 (m/s)

1.Chọn động cơ điện :

Gọi P : Công suất trên băng tải

η : Hiệu suất chung

Plv : Công suất làm việc

1

3.0.8,0.12,37,0.12,

2 1

2

2 2 1

2

t t

t p t p

ηxích =0,93 ⇒ Hiệu suất của bộ truyền xích

ηbrăng=0,98 ⇒ Hiệu suất bộ phận truyền bánh răng trụ.

ηô =0,99 ⇒ Hiệu suất một cặp ổ lăn.

ηnt =1 ⇒Hiệu suất của nối trục

η =0 , 93 0 , 98 2 (0 , 99)4 1 = 0 , 858

Công suất cần thiết của động cơ

858 , 0

947 ,

= η

côngtác

P

(kw)

Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ

Tốc độ quay của trục công tác:

nn = 76 , 394

300

1000 60 2 , 1

1000 60

1440 =

nđc : Số vòng quay của động cơ

n : Số vòng quay của trục công tác

Chọn ux = 2

u = ux.uh.unt

⇒ uh =

nt

x u u

u

= 9,425

Trong đó:

+ uh :Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp

+ ux :Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp (xích)

+ unt :Tỉ số truyền của nối trục

Theo yêu cầu bôi trơn hộp giảm tốc bằng phương pháp ngâm dầu, áp dụng công thức thực nghiệm unh=(1,2÷1,3)uch Ta chọn unh = 1,3.uch

797,18849,18

- Công suất trên trục 3:

3,389

93,0.99,0

12,3

x ô lv

389,3

3

br ô

493,3

2

br ô

6,3

=

nt ô đc

26527,78

1440

4.10.55,9

10.55,

1 1 6

493,3.10.55,9.10.55,

2 2 6

389,3.10.55,9.10.55,

3 3 6

12,3.10.55,9

10.55,

Chế độ làm việc ngày 2 ca, 1 ca 8 giờ.

Theo hình 3.1/trang 55 chọn loại đai tiết diện đai hình thang thường ký hiệu b với cácthông số sau:

Kích thước tiết diện: bt = 14 mm y0 = 2,8 mm

b = 13 mm d1 ∈(100÷200) mm.

≈ 6,88 (m/s)Thỏa điều kiện: v1 = 6,88(m/s) < vmax = 25 (m/s).

180

630 )

1 (

) 25 , 3 57 , 3 (

% 100

180

560 )

1 (

) 17 , 3 25 , 3 (

% 100

2.Khoảng cách 2 trục a:

Theo tỉ số truyền u = 3,17 và bảng 3.14 ta tính được

a = 0,9915.d2 = 555,24 (mm)

Kiểm tra a theo công thức 3.18 :

0,55(d1+d2) + h ≤ a ≤ 2(d1+d2)

⇒ 0,55(180+560) + 10,5 ≤ a ≤ 2(180+560).

⇒ 417,5 ≤ a ≤ 1480.

Với a = 555 (mm)

 Thỏa điều kiện

3.Tính chiều dài đai:

) 180 560 ( 2

) 560 180 (

555 2

2

=

− +

+

Tra bảng 3.23 chọn chiều dài tiêu chuẩn l = 2500 mm

 Kiểm nghiệm về điều kiện tuổi thọ số vòng chạy của đai trong 1 giây

Số vòng chạy của đai trong 1 giây: i = iv max 10

l ≤ = /sVới: i : Số lần cuốn của đai

v : Vận tốc đai

l: 2500mm=2,5 m chiều dài đai

752 , 2 5 ,

( 6 , 1337 2

) 560 180 ( 2500 2

) (

) ( 2 1

 a = 640.83

4

190 8 1338

180 560 ( 180 57

* P1 = 4,23 kw công suất trên bánh dẫn

* [ ]P0 = 2,6 kw công suất cho phép (tra bảng 3.19)

* kđ : hệ số tải trọng động (tra bảng 3.7) Vì chế độ làm việc ngày 2 ca nên lấy trị sốtrong bảng tăng thêm 0,15 vậy

2500 0

Chọn z = 2 (đai)

-Chiều rộng bánh đai:

Theo công thức 3.20 ta có: B = (z-1).t + 2.e = 44 (mm)

Tra bảng 3.21 ta được các thông số:

t = 19 ; h0 = 4,2 ; e = 12,5 => B = ( 2 - 1).15 + 2.10 = 35(mm)

- Đường kính ngoài bánh đai:

15 , 1 23 ,

Số răng đĩa xích bị dẫn z2 93

Đường kính ngoài bánh đai bị dẫn da2 (mm) 568,4

⟹ NHE1 > NHo1 do đó KHL1 = 1

•Tương tự , suy ra : NHE2 > NHo2 do đó KHL2 =1

Ứng sức tiếp xúc sơ bộ được xác định theo công thức 5.3 :

+ = 504,5 (MPa)

 Số chu kì ứng suất uốn:

NFE = NHE = N = 60c.n.t∑

Do đó: NFE1=32,35.107 > NF0 = 4.106 Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi khử về uốn

KFL1 = 1

Tương tự, cho NFE2> NF0 do đó KFL1 = 1

Theo 5.4 vì bộ chiều quay 1 chiều nên KFC = 1

[ ] σF1 =

F

FL FC F

S

K

K .

0 1 lim

75 , 1

1 1

[ ] σF2 =

F

FL FC F

S

K

K .

0 2 lim

75 , 1

1 1

423 = 241,7 (MPa)

Ứng suất quá tải cho phép được tính theo công thức 5.12 và 5.14:

5 , 0 92 , 3 ) 5 , 504 (

062 , 1 7 , 169229

) 1 92 , 3 (

Chọn sơ bộ =100

Theo (5.23) số bánh rang nhỏ:

= +

= +

=

) 1 92 , 3 (

2

10 cos 98 , 126 2 ) 1 (

cos

1 1

u m

123 2 2

β ⇒ β = 14 0 23 '

• Tỉ số truyền thực là : 3 , 92

25

98 1

2 = =

=

Z

Z u

)%

3 2 ( 921

, 3

) 92 , 3 921 , 3

=

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc σH được tính theo (5,25), thỏa điều kiện:

2

) 1 (

2

w d u bw

u K T Z Z

H M H

+

δ Trong đó:

ZM = 274 (Tra bảng 5.4)

Góc prôfin răng:

0

0

98656,

cos2

=

=

tw

b H

) 38 14 sin(

5 , 0 98 , 126

sin

β

m bw

98

1 25

1 2 , 3 88 , 1 cos 1 1 2 , 3 88 ,

2 1

−

εα

Z Z

Vì: >1 ⇒ = 1 =0,7749

α ε

98 , 126 2 1

. 1 1

98 , 126 607 , 0 73 002 ,

2

62 , 51 98 , 126 5 , 0 504 , 0

2

2

)62,51.(

92,3.49,63

)192,3.(

205,1.7,169229

2.7749,0.72,1.274

)1( 2

=

w d u bw

u K T Z

Xác định chính xác ứng xuất tiếp xúc cho phép

Theo 5.1 với v= 0,607 (m/s) < 5(m/s), ZV = 1, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó ta cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5÷1,25 μm,

do đó ZR = 0,95, với da < 700mm, KxH = 1

[ ] [ ]δ =H δH / Z R.Z V.Z XH

[ ]δH = 504 , 5 0 , 95 1 1 = 479 , 275 (MPa) Như vậy :δH = 635 , 24MPa>[ ]δH = 479 , 275MPa do đó cần tăng thêm khoảng cách trục aw

và tiến hành lại các bước 4 và 5 cho tới khi 0,95.[ ]δH ≤ δH ≤ [ ]δH

Kết quả của các lần tính sau:

Ứng suất trên mặt răng δH, MPa 495,33 471,43

6 Kiểm nghiệm vể độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép,theo công thức (5,38) và (5,39)

[ ] [ ]

u

v δ

= 0,006.73.0,7387 155

3,935 = 2,031 (m/s) Trong đó: δ F = 0.006 được tra trong bảng 5.11; g o=73 được tra trong bảng 5.12

Do đó theo công thức 5.40:

w w1 1

F F Fv

v b d K

T K K K

122 cos 32 3

)(283,265

2 2

1 1

MPa K

Y Y

MPa K

Y Y

K Y Y

xF R s F F

xF R s F F

xF R s F F

δδ

δδ

114 , 25 265 , 283 ( )

2 81 , 62 155 5 , 0

78 , 3 9382 , 0 5787 , 0 6013 , 1 7 , 169229

78 , 3

6 , 3 25 , 114

1

2 1

δKết luận: bộ truyền đạt độ bền về uốn trong giới hạn cho phép

7.Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Hệ số quá tải: = max = 1

2 max

max

1260 8

, 2

6 , 652 8 , 1 4 , 486

H H

ch H

H

MPa MPa

δ δ

δ δ

F F

F F

118 8 , 1 88

5 , 127 8 , 1 95

2 max 2

1 max 1

δ δ

δF1max = 127 , 5MPa<[ ]F1 max = 464(MPa)

δF1max = 118MPa<[ ]F2 max = 360(MPa)

Kết luận: Như vậy bộ truyền đạt yêu cầu về quá tải

8.Các thông số và kích thước bộ truyền

1608 , 0 ( 6 , 5388

) ( 9 , 2012 )

1608 , 0 cos(

) 35326 ,

0 ( 6 , 5388 cos

.

) ( 6 , 5388 81

, 62

7 , 169229

2

2

2 1

2 1

2 1

1 1

N tg

tg F F

F

N tg

tg F F

F

N F

d

T F

t a a

tw t

r r

t w

Lực tác dụng từ bộ truyền đai:

2

146 sin 2 11 , 312 2 2

sin

Lực nối trục trên trục : F r(nt) = (0,2 0,3) F t với F t = 2T 1 /D t

Dò bảng 16.10 tài liệu III, ta có D t = 90 mm nên F t = 3760,66 N

Do đó F r(nt) = (0,2 0,3) F t = 752,1 1128,2 N Lấy F r(nt) = 900 N

2.Xác định đường kính sơ bộ trục:

Theo công thức 10.9 đường kính trục thứ k (k = 1,2,3)

[ ]

3

2 ,

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

Chiều rộng ổ lăn được xác định theo bảng 7.2

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: K 3 = 10

Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: h n = 15

5.Tính các momen uốn tổng và momen tương đương tại các tiết diện trên chiều dài

trục:

Tính momen tương đương tại các vị trí:

Moment tương đương Mtd =

Vì MtdD = 0, để phù hợp với kết cấu cũng như lắp đặt, ta nên chọn đường kính tại D bằng đường kính tại B, tức là dD = dB

Để phù hợp với yêu cầu về độ bền, về công nghệ và tiêu chuẩn lắp ráp, ta phải chọn lại đường kính trục tại các tiết diện theo tiêu chuẩn

6 Tính kiểm nghiệm về độ bền mỏi:

Thép C45 tôi thường hóa có: σb = 600 Mpa

Mpa

b 0 , 436 600 261 , 6

436 , 0

,261.58,0

58,

S

S S S

j j

j j

+

=

2 2

.τ σ

τ σ

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

Sσ : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp Theo công thức7.15 :

mj aj

σ

σ σ

σ

.

τ

τ τ

τ

.

aj mj

aj mj

W

T

2 2

max =

=

τ τ

8.

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 lắp ổ lăn

tiết diện lắp bánh răng

Trục II:tiết diện lắp bánh răng

tiết diện lắp ổ lăn

tiết diện lắp nối trục.

9 Chọn lắp ghép:

-Các ổ lăn lắp ghép trên trục theo kiểu K6,

-Lắp bánh răng lắp trung gian

TÀI LIỆU THAM KHẢO

- TS.Văn Hữu Thịnh – TS.Nguyễn Minh Kỳ - Thiết kế đồ án chi tiết máy – NXB Đại học

Quốc gia TPHCM.