Tài liệu DO an chi tiet may ppt

Phần II: Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng: 1.Bánh răng trụ thẳng 2.Bánh răng trụ răng nghiêng.. Với yêu cầu ,đặc tính làm việc của hệ thống ,ta chọn động cơ điện xoaychiều không đồ

MỤC LỤC Bản thuyêt minh đồ án gồm những phần chính sau:

Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.

Phần II: Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng:

1.Bánh răng trụ thẳng 2.Bánh răng trụ răng nghiêng.

Phần III: Tính toán thiết kế chọn ổ.

Phần IV: Tính toán thiết kế trục.

Phần V: Tính toán thiết kế HGT và các tiết máy khác Phần VI: Thiết kế hệ thống bôi trơn.

Phần VII: Dung sai và lắp ghép.

NHẬN XÉT

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

……….………

HƯNG YÊN, ngày…tháng…năm

Em xin chân thành cám ơn!

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

A. Chọn động cơ.

Với yêu cầu ,đặc tính làm việc của hệ thống ,ta chọn động cơ điện xoaychiều không đồng bộ 3 pha có roto ngắn mạch (do nó có kết cấu đơn giản ,giáthành hạ ,dễ bảo quản ,độ tin cậy làm việc cao ,có thể mắc trực tiếp với dòng điện

3 pha mà không cần qua bộ biết đổi hay chỉnh lưu dòng điện.Ngoài ra động cơ có

hiệu suất ,công suất làm việc phù hợp…) Ta chọn động cơ dựa vào 3 tiêu chísau:

1. Giá thành rẻ

I.1 - Tính chọn công suất của động cơ điện

- Pđc : Công suất động cơ

- Plv : Công suất làm việc

Kích thước nhỏ gọn và giá thành rẻ.

2 Công suất cần thiết:

- Gọi Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác ( )KW

Ta có:

(KW)

V P

Ta chọn được kết quả sau:

- Hiệu suất của bộ truyền bánh răng : ηbr

= 0,98

- Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn : ηol

= 0,995 (vì ổ lăn được che kín)

- Hiệu suất của khớp nối : ηkn

= 1

1.0,98 .0,995 0,94

4 2

95,

3 Số vòng quay trên trục của máy công tác

V

.

1000 60

πtrong đó:

D:đường kính tang quay, D = 450 (mm)

V:vận tốc dài của băng tải, V = 1,3 (m/s)Thay số:

14 , 3

3 , 1 1000 60

1000 60

=

=

π

4.Chọn tỷ số truyền và số vòng quay sơ bộ của động cơ.

+) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: ndb = 1500 (v/ph) như vậy tỉ số truyền

sơ bộ của hệ thống:

usb

2 , 27 2

, 55

Vậy số vong quay sơ bộ là 1500 (v/ph)

ct đc

n n

P P

+ Đồng thời mô men mở máy thoả mãn điều kiện

dn

k mm

T

T T

I dn

K

T

TKhốilượ

φ

(

6 Kiểm tra điều kiện mở máy và quá tải cho động cơ

Thoả điều kiện mở máy

+ Ta có động cơ làm việc với tải trọng thay đổi nên:

P

/ ndc = 9550.3/1445 = 19,8 (N.m)Tính mômen mở máy ,mômen lớn nhất ,mômen nhỏ nhất trên trục động cơ:

Tmm = 1,5

dc dmT

= 1,5.19,8= 29,7 (N.m)

Tmax = 2,2

dc dm

T

= 2,2.19,8 = 39,6 (N.m)

Tmin= 0,5

dc dmT

= 0,5.19,8 = 9,9 (N.m)

Tcp = 0,81.Tmax =0,81.39,6 = 32,08 (N.m)

Mômen cản của động cơ :

Tcản = 9550.Pt /(ndc.η) = (9550.1,9) / (1445.0,94) = 16,87 (N.m)Mômen quá tải cực đại của động cơ:

Tmaxqt = Kqt Tcản = 1,5.Tcản =1,5.16,87 = 25,31 (N.m)

Như vậy ta có:

- Pct = 2.02 (KW) <

dc mmP

= 3 (KW);

- Tcp = 32,08 (N.m) > Tmaxqt = 25,31 (N.m)

- Tmm = 29,7 (N.m) > Tcản = 16,87(N.m)

⇒

Động cơ được chọn thoả mãn yêu cầu

B Phân phối tỷ số truyền

1.2 Xác định tỷ số truyền của bộ truyền hộp

- Phân phối tỷ số truyền theo 3 chi ti êu: khối lượng nhỏ nhất, mômen quán tính thugọn nhỏ nhất và thể tích của bánh lớn nhúng trong dầu ít nhất

uht = uh.ungoài

Trong đó: ungoài = 1 ⇒

uht = uhMặt khác: u1= u2 =

Trong đó: u1, u2 lần lượt là tỷ số truyền của cấp nhanh và cấp chậm

2.1 Tính các thông số (công suất, mômen, số vòng quay) trên các trục

2.1.1 Tính công suất của trục Ι , ΙΙ, ΙΙΙ:

Ta c ó: Plv = 2,47(K W)

CT trang 49-[5] TL1

+ Trục III:

48 , 2 995 , 0 1

47 , 2

48 , 2

p p

)

(KW

+ Trục I :

55,2995,0.1

54,2

=

ol kn

II I

55,2

=

ol kn I

,5

14451

(v/p)

+Trục III:

5,551,5

2832

i i

55,2.10.55,9

10.55,

n

P T

(N.mm)

+Trục II:

85714283

54,2.10.55,9

10.55,

n

P T

(N.mm)

+Trục III:

429058 2

, 55

48 , 2 10 55 , 9

10 55 ,

n

P T

(N.mm)

+Trục công tác:

427327 2

, 55

47 , 2 10 55 , 9

10 55 ,

n

P T

PHẦN II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

I Tính chọn chung vật liệu cho hai cấp

1 Chọn vật liệu:

Nguyên tắc chọn vật liệu để thiết kế bộ truyền bánh răng cho hộp giảm tốclà: Chọn vật liệu cho răng không bị gãy do quá tải đột ngột dưới tác dụng của tảitrọng va đạp,răng không bị tróc vì mỏi do ứng suất tiếp xúc thay đổi gây ra Dựavào sơ đồ tải trọng và điều kiện làm việc của bộ truyền ta thấy rằng bộ truyền

không phải làm dưới tải trọng lớn và cũng không có điều kiện gì đặc biệt.Ta tiếnhành chọn vật liệu theo các hàm mục tiêu.

3. Giá thành rẻ nhất

-Thuận lợi nhất cho quá trình gia công cơ khí

 Qua đặc tính của từng loại bánh răng ta chọn sao cho phù hợp

Theo công thức 6.1a - 6.2a [93] –TI ta có:

Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép là:

[ H1] = (o

H lim1 / SH1)ZR1.Zv1.KxH1.KHL1[ F1] = (o

F lim1 / SF1)YR1.YS1.KxF1.KFC1.KFL1[ H2] = (o

H lim2 / SH2)ZR2.Zv2.KxH2.KHL2[ F2] = (o

F lim2 / SF2)YR2.YS2.KxF2.KFC2.KFL2Trong đó:

ZR : Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

ZV : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

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

KxH : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh 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 tới độ bền uốn.Trong bước tính thiết kế sơ bộ lấy:

ZR.Zv.KxH = 1

YR.YS.KxF = 1

Do đó các công thức (6.1a-6.2a) sẽ là:

o F F

H HL

o H H

S

K K S K

.

.

lim

lim

σ σ

σ σ

lần lượt là ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ

cơ sở (trị số của chúng được tính ở phần trên)

F

H S

S ,

:hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

K FC :hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.Ta có bộ truyền quay 1 chiều nên ta phải đặt

tải 1 phía → theo chú giải tr93 ta chọn K FC = 1

K HL ;K Fl – hệ số tuổi thọ , xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tảitrọng của bộ truyền, được xác định như sau:

FO FL

m HE

HO HL

N

N K

N

N K

NFO: số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về uốn:

610.4

n1: số vòng quay bánh răng trong một phút: n1 = 1445(v/ph)

n2: số vòng quay bánh răng trong một phút: n2= 283(v/ph) Σ

t

:tổng thời gian làm việc của bánh răng đang xét

Xét thời gian phục vụ là 11 năm:

Được xác định bởi công thức sau:

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương CT6.7[93]- TI :

, 1

1 333

75 , 205 75

, 1

1 360

400 1

, 1

1 440

27 , 427 1

, 1

1 470

II.Tính bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm

2.Tính sơ bộ kích thước cơ bản của truyền động bánh răng:

2.1)Thông số cơ bản khoảng cách trục a w và đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:

+ khoảng cách trục:

T : mômen xoắn trên trục chủ động; Nmm;

[ H] :ứng suất tiếp xúc cho phép; MPa;

u :tỉ số truyền;

ψba= bw/aw; ψbd= bw/dw1: các hệ số ,trong đó bw là chiều rộng của vành răng : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răngkhi tính về tiếp xúc

ψba , ψbd: là các hệ số:

Chọn ψba = 0,3 => ψbd = 0.53 ψba.(= 0.53.0,3.(5.1) = 0,65

Dựa vào ψbd và độ cứng HB, tra bảng (6.7) [98] ta suy ra = 1,029

Thay các giá trị vào công thức trên ta có:

2.2) kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc suất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

Ta thấy σH = 349(Mpa) <

Do đó kết quả tính toán phù hợp với yêu cầu

2.3 kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ,ứng suất sinh ra chân răng không được vượt quá

1 giá trị cho phép ;

ADCT 6.43 [108] - TI ;

σF1 = 2.T2 KF Yβ Yε YF1/(bw dw1.m) [σF1]

σF2 = σF1 YF2/ YF1Trong đó:

Yε = 1/ εα = 0,585 hệ số kể đén sự trùng khớp của răng

Yβ :hệ số kể đến độ nghiêng của răng;

Yβ=1 vì là bánh răng thẳng;

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

Tính số răng tương đương :

KFα : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng ăn khớp đồng thời khi tính về uốn, với bánh răng thẳng KFα = 1

KFv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:

Thay các đại lượng trên vào ta được kết quả sau:

Ta thấy σF1 = 112,4 (MPa)

σF2 = 110 (MPa)

Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện uốn

2.4) Kiểm nghiệm răng về sự quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ như lúc mở máy ,hãm máy…) với

hệ số quá tải Kqt =Tmax /T ,trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa ,Tmax là momen xoắn quá tải

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σHmax không được vượt quá một giá trị cho phép:

σHmax = σH ≤ [σH]max CT 6.48 [93] – TI

Hệ số quá tải Kqt =1

σHmax = 349.(MPa) < [σH]max = 1260 (MPa)

σFmax1 = Kqt.σF1 =112,4.1,5 = 168,6 (MPa) < [σF]max = 400(MPa)

σFmax2 = Kqt.σF2 = 110.1,5 = 165 (MPa) < [σF]max = 360 (MPa)

Vậy bánh răng đủ độ bền khi làm việc quá tải

2.5) Lực tác dụng trong bộ truyền bánh răng thẳng:

Lực pháp tuyến toàn phần Fn được phân ra thành phần vuông góc: Lực vòng Ft và lực hướng tâm Fr ; Lực dọc trục Fa

Fn = Ft + Fr + Fa

Tỷ số truyền

III Xác định các thông số kích thước cơ bản của bộ truyền bánh răng nghiêng: 3.-Xác định các thông số cơ bản

3.1-Khoảng cách trục & thông số ăn khớp

Do đây là hộp giảm tốc đồng trục nên aw1 = aw2=125 mm và m1 = m2 = 2

Theo bảng 6.13 [106] – TI; Ta chọn cấp chính xác 9

3.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6.33[105] – TI, ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền đtính theo công thức:

βb – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

αtw – góc ăn khớp răng với bánh răng không dịch chỉnh ta có:

Zε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:

Hệ số trùng khớp dọc, tính theo công thức:

εβ = bw1.sinβ/(mπ) CT 6.37[105] – TI

3.3 Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ,ứng suất sinh ra chân răng không được vượt quá

1 giá trị cho phép ;

ADCT 6.43 [108] - TI ;

σF1 = 2.T1 KF Yβ Yε YF1/(bw dw1.m) [σF1]

σF2 = σF1 YF2/ YF1Trong đó:

Yε = 1/ εα = 0,625 ; hệ số kể đến sự trùng khớp của răng (với εα = 1,6)

Yβ :hệ số kể đến độ nghiêng của răng;

Yβ= 1

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

Tính số răng tương đương :

KFα : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng ăn khớp đồng thời khi tính về uốn, Tra bảng 6.7[98] – TI: ta được KFα = 1,38

KFv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:

Thay các đại lượng trên vào ta được kết quả sau:

Ta thấy σF1 = 48,76 (MPa)

σF2 = 45 (MPa)

Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện uốn

3.4 Kiểm nghiệm răng về sự quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ như lúc mở máy ,hãm máy…) với

hệ số quá tải Kqt =Tmax /T ,trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa ,Tmax là momen xoắn quá tải

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σHmax không được vượt quá một giá trị cho phép:

σHmax = σH ≤ [σH]max CT 6.48 [93] – TI

Hệ số quá tải Kqt =1

σHmax = 362.(MPa) < [σH]max = 1260 (MPa)

σFmax1 = Kqt.σF1 =48,76.1,5 = 73(MPa) < [σF]max = 400(MPa)

σFmax2 = Kqt.σF2 =45.1,5 = 68(MPa) < [σF]max = 360 (MPa)

Vậy bánh răng đủ độ bền khi làm việc quá tải

3.5) Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng nghiêng :

+ Lực vòng:

+ Lực hướng tâm:

+ Lực chiều trục:

3.6) Bảng thông số hình học của bánh răng trụ răng nghiêng của bộ truyền cấp nhanh

1.Tính chọn khớp nối giữa trục động cơ và trục vào của hộp giảm tốc

Mômen xoắn cần truyền giữa hai trục:

Loại khớp nối: Chọn khớp nối vong đàn hồi có đường kính trục bằng đường kínhtrục của động cơ d = 28 mm.

Theo bảng 16.10a [68] – II, ta có kích thước cơ bản của nối trục đàn hồi

Bảng 3.1: Kích thước cơ bản của nốii trục vòng đàn hồi

Chọn vòng đàn hồi băng cao su

Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt

- Điều kiện sức bền dập của vong đàn hồi

Trong đó :

k: hệ số chế đọ làm việc, với băng tải chọn k = 1,4, bảng 6.1[58] – II

[]: ứng suất dập cho phép của vòng đàn hồi, lấy [] = 3 Mpa

Tính toán ta được:

Vậy vòng đàn hồi đảm bảo điều kiện dập

- Điều kiện bền uốn của chốt:

CT [69] – II

ứng suất uốnn cho phép của chốt, lấy

PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

IV Tính toán thiết kế sơ bộ trục

4.1 Chọn vật liệu làm trục

Chọn thép 45 thường hoá với cơ tính sau:

16853

85714

d3 = 3 [ ] 3

30 2 , 0

429058

d1 = 28 mm; d2 = 35 mm, d3 = 40 mm

* Căn cứ vào đường kính sơ bộ, ta chọn sơ bộ đường kính nối trục III với trục băngtải

- Chọn nối trục cho trục ra của hộp giảm tốc

Mômen xoắn cần truyền giữa hai trục:

Loại khớp nối: Chọn khớp nối vong đàn hồi có đường kính trục bằng đường kínhtrục của động cơ d = 28 mm

Theo bảng 16.10a [68] – II, ta có kích thước cơ bản của nối trục đàn hồi

Bảng 3.1: Kích thước cơ bản của nốii trục vòng đàn hồi

Chọn vòng đàn hồi băng cao su

Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt

- Điều kiện sức bền dập của vong đàn hồi

Trong đó :

k: hệ số chế đọ làm việc, với băng tải chọn k = 1,4, bảng 6.1[58] – II

[]: ứng suất dập cho phép của vòng đàn hồi, lấy [] = 4 Mpa

Tính toán ta được:

Vậy vòng đàn hồi đảm bảo điều kiện dập

- Điều kiện bền uốn của chốt:

4.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ

Dựa theo đường kính các trục, sử dụng bảng 10.2

Chọn sơ bộ chiều rộng của ổ lăn : Theo bảng 10.2 [189] - I

* Xác định chiều dài may ơ khớp nối và bánh răng

* Theo bảng 10.3[189] – I, ta chọn khoảng cách như sau:

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp k1, ta được

k1 = 10 mm

- Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp k2, ta được k2 = 10 mm

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 10 mm

- Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 15 mm

* Theo bảng 10.4 [191] – I tính các khoảng cách còn lại

- Với trục I:

ux M

; Mux = 0; Muy = 0; Mu10 = 0-Tính đường kính ở tiết diện 10

Theo CT 10.17 [194] - I

19828 (

75 0

d10

mm

14 63

7 ,

20692 2 + 2 =

N.mm -Tính đường kính ở tiết diện 13

Với [б] =63 Mpa, tra theo bảng 7.2[195] – I

1

,

0

7 , 20692

, 22118 7

Mtd =

d12

mm

35 63

*Biểu đồ mômen trục II

* Tính chính xác các đoạn trục

+ Xét mặt cắt bên trái tiết diện 21: Theo CT 10.15 [194] – I

Mu =

2 2

uy

ux M

; Mux = 251490 N.mm; Muy = 66727 N.mm; = 260191

-Tính đường kính ở tiết diện 21

1

,

0

87189,92

1

uy

ux M

; Mux = 0; Muy = 0; Mu23 = 0 -Tính đường kính ở tiết diện 23

Từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép, khả năng công nghệ ta chọn đường kính các đoạntrục như sau:

Mtd32 =

d32

mm

40 63

; (hai vị trí lắp ổ lăn), tương ứng chọn bề rộng ổ theo bảng 10.2[189] – I là: b03 =23mm

j j

j j

s s

s s

τ σ

τ σ

+

≥ [s]

Trong đó : [s] : Hệ số an toàn cho phép [s] = (1,5 ÷ 2,5)

sσj : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp

sτj : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp Theo CT 10.20 và 10.21 [195] – I :

mj aj

dj j

mj aj

dj j

σ σ

2

min max

min max

j j

mj

j j

aj

σ σ

σ

σ σ

Các trục của hộp giảm tốc đều quay => ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng

Do đó бaj tính theo CT10.22 [196] – I , với бmj = 0; бaj = бmaxj = j

W

j M

Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động

j

W 2 2

* Trục II: có 2 rãnh then tại tiết diện lắp bánh răng (tiết diện 21, 23)

* Trục III: có 2 rãnh then tại tiết diện lắp bánh răng (tiết diện31) và khớp nối ( tiếtdiện 33)

Theo công thức bảng 10.6 [196] – I

Chọn lắp ghép : các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, nối trục theo k6 kếthợp với lắp then