Đề tài Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí

THUYẾT MINH ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 37 thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí 1. Động cơ 2. Khớp nối 3. Hộp giảm tốc 4. Bộ truyền đai 5. Tang tải 1 Lực chịu tải F 9400 N 2 Vận tốc tang tải V 0.2 m/s 3 Đường kính tang tải D 330 mm 4 Thời gian phục vụ L 6 Năm 5 Thời gian làm việc t1 t1 4 h 6 Thời gian làm việc t2 t2 3 h 7 Chu kỳ làm việc tck 8 h 8 Momen xoắn ở t1 T1 T1 9 Momen xoắn ở t2 T2 0,6 T1 I_Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 1. Chọn động cơ 1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ a) Xác định công suất đặt lên trục động cơ. = Trong đó: Plv= Trong đó Pct : Công suất trên trục động cơ : Hệ số tải trọng tương đương : Hiệu suất của bộ truyền Theo đề bài : Lực kéo của băng tải : F=9400 (N) Vận tốc băng tải : v=0,2 (m/s) Do đó công suất trên trục công tác : Plv= = = 1,88 (kw) Ta có: - : hiệu suất truyền động : hiệu suất nối trục đàn hồi : hiệu suất của một cặp bánh răng br=0,97 : hiệu suất của một cặp ổ lăn ol=0,99 : hiệu suất của bộ truyền đai đ=0,95 (Tra bảng 2.3/19 [I] ) Vậy hiệu suất chung của bộ truyền = 0,99.0,972.0,993.0,95=0,86 -Hệ số tải trọng tương đương = Vậy công suất trên trục động cơ là : (kW) 1.2. Xác định tốc độ quay đồng bộ của động cơ : Vận tốc băng tải v=0,2 m/s Đường kính tang D=330 mm Tốc độ quay đồng bộ của động cơ tính theo công thức Với tốc độ quay của trục công tác: (v/phút) Chọn tỉ số truyền sơ bộ usb Trong đó u1 : tỉ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc u2 : tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài (đai) Tra bảng [I] ta có : Với truyền động bánh răng trụ hai cấp : uh Truyền động đai : Chọn , uđ =3,15 do đó Suy ra (v/phút) Tra bảng 1.3 TL [I] ta chọn động cơ loai 4A100L6Y3 Với các thông số cơ bản như sau: + Công suất động cơ : Pdc=2,2 kW + Tốc độ quay : v=950 vòng/phút Kiểm tra điều kiện mở máy ta có : ; > 1,4 Kết luân : động cơ 4A100L6Y3 đáp ứng được yêu cầu công suất , tốc độ và điều kiện mở máy. 2. Phân phối tỉ sô truyền Xét tỉ số truyền chung Ta có Dựa vào bảng 2.4/21 [I] ta chọn được tỉ số truyền của đai: Trong hộp giảm tốc : tỉ số truyền cấp nhanh : tỉ số truyền cấp chậm Do hộp giảm tốc sử dụng bánh răng trụ với sơ đồ khai triển nên thuận lợi cho việc bôi trơn cho các bộ phận truyền bánh răng trong HGT bằng phương pháp ngâm dầu: Khi đó u1=(1,21,3) u2 Ta lấy u1=1,3 u2 Uh=u1u2=1,3 u22=25,3 u2= 4,41, ; u1=5,73 Tính chính xác lại + Tính toán các thông số động học Công suất trên trục công tác(trục tang) =1,88 kW Mô men trên trục tang : (kNmm) + Công suất trên các trục: - Công suất trên truc III (kW) -Công suất trên trục II (kW) -Công suất trên trục I (kW) - Công suất trên trục động cơ: (kW) Ta có ndc=950 (v/phút) -Tỉ số truyền cấp nhanh : u1=5,73 -Tỉ số truyền cấp chậm : u2=4.41 Ta có n1=950 (v/phút) -Tốc độ quay trục 2: n2=n1/u1=950/5,73=165,8(v/phút) -Tốc độ quay trục 3: n3=n2/u2=165,8/4,41=37,6(v/phút) -Tốc độ quay trục tang : (v/phút) + Tính mô men xoắn trên các trục - áp dụng công thức i=1,2,3 -Ta có (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) Động cơ Truc I Trục II Trục III Trục Tang U Uk=1 U1=5,73 U2=4,41 Uđ=3,1 P (kW) 2,2 2,16 2,08 2 1,88 N(v/phút) 950 950 165,8 37,6 12,13 T(Nmm) 22115,8 21713,7 119807 507978,7 1508740 PHẦN II. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI 2.1. Chọn loại đai. - Dựa vào đặc tính làm việc êm với vận tốc nhỏ ta chọn đai thang thường 2.2. Xác định thông số của bộ truyền. - Dựa vào bảng 4.13 và dãy kích thước tiêu chuẩn ta chọn đường kính bánh đai nhỏ d= 250 mm Ta có vận tốc đai: V = = =0,5m/s - Dễ thấy v v= 25 (đai thang thường). Vậy có thể lấy giá trị của d= 250 mm - Tính d theo CT 4.2 ta có: d= du = =790 mm -= 0,010,02 : hệ số trượt - u = 3,1 tỉ số truyền đai - Theo bảng 4.21 với dãy kích thước tiêu chuẩn của đường kính bánh đai lớn chọn d=800 mm -Tính lại u’ theo d vừa chọn u’== = 3,136 - Sai lệch của u’ so với u u= = =3,26 =1,9 < 4% - Ta thấy u lằm trong giới hạn sai lệch cho phép (u=4%) nên các kích thước của dvà dđạt yêu cầu - Khoảng cách trục: - Khoảng cách trục a của 2 bánh đai được tính theo CT a= - Với điều kiện 0,55+ h a 2 chọn a=800 mm - Chiều dài dây đai: - Chiều dài dây đai L được xác định dựa theo khoảng cách trục a bởi CT: L = 2a + = 3343 mm - Dựa vào bảng 4.13 ta chọn trị số tiêu chuẩn của chiều dài đai là L=3350 mm - Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ = với m/s L=3350m < m/s - Góc ôm : Góc ôm được tính theo CT 4.7 với điều kiện () =180= 141 thảo mãn điều kiện 2.3. Xác định số đai. - Số đai Z được tính theo CT: Z = Với: - P3: công suất trục bánh đai chủ động (P3= kW) P: công suất cho phép, với v= 0,5m/s và d= 250 mm chọn P = 2,3 K: hệ số tải trọng động theo bảng 4.7 ta chọn K = 1,2 C: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm C= = 0,9 C: hệ số ảnh hưởng đến chiều dài đai, theo bảng 4.16 chọn C=0,95 C: hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền, theo bảng 4.17 chọn C=1,14 C: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không dều tải trọng, theo bảng 4.18 chọn C=0,95 Vậy số đai Z= = 1,017 Lấy Z=1 đai - Từ số đai Z có thể xác định chiều rộng bánh đai B theo CT 4.17 B = Với e= 17 ; t= 25,5 ứng với đai bảng 4.21 Chiều rộng bánh đai B = =34 mm - Đường kính ngoài của bánh đai: d= d+2h với h= 5,7(bảng 4.21) d= 250 +2.5,7= 261,4 mm 2.4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục . - Lực căng trên 1 đai được xác định theo CT 4.19 F = 780 Trong đó: : lực căng do lực li tâm sinh ra F=780+0,075=4160N - Lực tác dụng lên trục theo 4.21 ta có: F=2 F.Z.sin=7842 Ta có các thông số kĩ thuật chính của bộ truyền đai thang như trong bảng: Thông số Kí hiệu, đơn vị Giá trị Loại đai Đai thang thường Đường kính bánh nhỏ, lớn d, d(mm) 250 và 800 Vận tốc đai v (m/s) 0,5 Tỉ số truyền u 3,1 Khoảng cách trục a (mm) 800 Chiều dài dây đai L (mm) 3350 Góc ôm 141 Số đai Z( chiếc ) 1 Chiều rộng bánh đai B(mm) 34 Đường kính ngoài bánh đai d(mm) 261,4 III. Thiết kế bộ truyền trong hộp 1.Bộ truyền cấp nhanh (Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng) 1.1.Chọn vật liệu Theo bảng 6.1/92 [I] chọn: Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241-285, có giới hạn bền , giới hạn chảy . Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192-240 , có giới hạn bền ,giới hạn chảy . 1.2.Xác định ứng suất cho phép * ứng suất tiếp xúc cho phép Sơ bộ ta có Trong đó : là ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở Lấy độ rắn bánh răng nhỏ HB1=245, bánh lớn HB2=230 khi đó ta có: (MPa) (MPa) -SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH1=SH2=1,1 -KHL : Hệ số tuổi thọ Với NHO : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO=30HB2,4 Do đó NHO1=30.2452,4=1,6.107 , NHO2=30.2302,4=1,39.107 - Số chu kì ứng suất tương đương Với c : số lần ăn khớp trong một vòng quay ,lấy c=1 . Số vòng quay bánh nhỏ : n1=950 (v/ph),bánh lớn n2=215,42(v/ph) Do đó ta có: Ta thấy NHE1>NHO1 ; NHE2>NHO2 do đó ta chọn KHL1=KHL2=1. Ta tính được (MPa) (MPa) Vậy ta tính được (MPa) (MPa) Với bánh răng trụ răng thăng ta có: (MPa) *ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải *ứng suất uốn cho phép Sơ bộ ta có: Trong đó : là ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở (MPa) (MPa) SF: hệ số an toàn khi tính về uốn SF1=SF2=1,75 KFL : hệ số tuổi thọ Với NF0: Số chu kì cơ sở khi uốn NF0=4.106 MF : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc, với vật liệu HB<350 ta có mF=6 NFE : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương Ta có (MPa) (MPa) Ta thấy NFE1>NFO , NFE2>NFO , ta lấy NFL1=NFL2=1 Bộ truyền quay một chiều, lấy giới hạn bền uốn KFC=1 Vậy ứng suất uốn cho phép: (MPa) (MPa) * ứng suất uốn cho phép khi quá tải 1.3.Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng a.Khoảng cách sơ bộ trục : Theo bảng 6.6/97 [I] chọn ; Theo bảng 6.5/96 [I] ta chọn Ka=49,5 ( răng thẳng) : Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.7/98 [I] suy ra =1,123 Với T1=21713,7; u1= ta có : (mm) Chọn b.Xác định các thông số ăn khớp Chọn môđun pháp theo công thức Chọn môđun theo bảng 6.8/99 [I] : Số bánh răng nhỏ 1: Lấy z2=5,73.16=92 chọn z2=96 Do đó Do đó ta dùng dịch chỉnh chiều cao để đảm bảo chất lượng ăn khớp với x1=0,3; x2=-0,3 Góc ăn khớp : Suy ra c.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo bảng Do đó Với bánh răng thẳng Trong đó: đường kính vòng lăn bánh nhỏ Vận tốc vành răng: Theo bảng 6.13/106 [I] chọn cấp chính xác 8 ,; theo bảng 6.15,6.16 ta có Suy ra Ta có Ta tính được (MPa) Ta có hệ số ảnh hưởng của vận tỗc vòng: với v<5m/s, Với cấp chính xác động học là 8 ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 Do đó Do đó ta thấy nên bánh răng thoả mãn đk bền tiếp xúc d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Ta có tra bảng 6.7/97 [I] ta có Với vận tốc v=2,1 m/s ,cấp chính xác 8 tra bảng 6.14/107 ta có Ta có Trong đó tra bảng 6.15,6.16 ta có Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn : Hệ số tải trọng khi tính về uốn: Với z1=16, z2=96, x1=0,3; x2=-0,3 theo bảng 6.18/109 [I] ta có Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Với bánh răng thẳng ta có Vậy (MPa) (MPa) Tính chính xác ứng suất uốn cho phép: : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng : Hệ số xét đến kích thước bánh răng : Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu Do đó (MPa) Vậy , e. Kiểm nghiệm về quá tải Ta có f. Các thông số của bộ truyền Khoảng cách trục: Môđun pháp : m=2,5 (mm) Chiều rộng vành răng Tỉ số truyền: u1=5,73 Số răng: z1=17 ; z2=96 Hệ số dịch chỉnh : x1=0,3; x2=-0,3 Theo bảng 6.11/104 [I] ta có: + Đường kính vòng chia: d1=mz1=2,5.16=40 (mm); d2=mz2=2,5.96=240(mm) + Đường kính đỉnh răng: + Đường kính chân răng: g. Tính các lực tác dụng 2.Bộ truyền cấp chậm (Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng) 2.1.Chọn vật liệu Theo bảng 6.1/92 [I] chọn: Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241-285, có giới hạn bền , giới hạn chảy . Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192-240 , có giới hạn bền ,giới hạn chảy . 2.2.Xác định ứng suất cho phép * ứng suất tiếp xúc cho phép Sơ bộ ta có Trong đó : là ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở Lấy độ rắn bánh răng nhỏ HB3=260, bánh lớn HB4=245 khi đó ta có: (MPa) (MPa) -SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH3=SH4=1,1 -KHL : Hệ số tuổi thọ Với NHO : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO=30HB2,4 Do đó NHO3=30.2602,4=1,9.107 , NHO4=30.2452,4=1,6.107 - Số chu kì ứng suất tương đương Với c : số lần ăn khớp trong một vòng quay ,lấy c=1 . Số vòng quay bánh nhỏ : n2=165,8 (v/ph),bánh lớn n3=37,6(v/ph) Do đó ta có: Ta thấy NHE3>NHO3 ; NHE4>NHO4 do đó ta chọn KHL3=KHL4=1. Ta tính được (MPa) (MPa) Vậy ta tính được (MPa) (MPa) Với bánh răng trụ răng nghiêng ta có: (MPa) *ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải *ứng suất uốn cho phép Sơ bộ ta có: Trong đó : là ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở (MPa) (MPa) SF: hệ số an toàn khi tính về uốn SF1=SF2=1,75 KFL : hệ số tuổi thọ Với NF0: Số chu kì cơ sở khi uốn NF0=4.106 MF : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc, với vật liệu HB<350 ta có mF=6 NFE : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương Ta có (MPa) (MPa) Ta thấy NFE1>NFO , NFE2>NFO , ta lấy NFL3=NFL4=1 Bộ truyền quay một chiều, lấy giới hạn bền uốn KFC=1 Vậy ứng suất uốn cho phép: (MPa) (MPa) * ứng suất uốn cho phép khi quá tải 2.3.Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng. a.Khoảng cách sơ bộ trục : Theo bảng 6.6/97 [I] chọn ; Theo bảng 6.5/96 [I] ta chọn Ka=37,5( răng nghiêng) : Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.7/98 [I] suy ra =1,15 Với T2=119807; u2=5,73 ta có : Chọn ; b.Xác định các thông số ăn khớp -Chọn môđun pháp theo công thức Chọn môđun theo bảng 6.8/99 [I] : Chọn sơ bộ góc nghiêng: ,cos Số bánh răng nhỏ 1: Lấy z4=5,73.17=97,4 chọn z4=100 Tỉ số truyền thực 8 c.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo bảng 6.5/96, Ta có Với Do đó Ta có hệ số dọc trục >1 Với bánh răng nghiêng Trong đó: +Đường kính vòng lăn bánh nhỏ Vận tốc vành răng: Theo bảng 6.13/106 [I] với v=0,46 m/s ,chọn cấp chính xác 9,; theo bảng 6.15,6.16 ta có Suy ra Ta có Ta tính được (MPa) Ta có hệ số ảnh hưởng củavận tỗc vòng: với v<5m/s, Với cấp chính xác động học là 9 ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9 , Do đó Do đó ta thấy thoả mãn đk bền tiếp xúc d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Ta có tra bảng 6.7/98 [I] ta có Với vận tốc v=0,1 m/s ,cấp chính xác 9 tra bảng 6.14/107 ta có Ta có Trong đó tra bảng 6.15,6.16 ta có Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn : Hệ số tải trọng khi tính về uốn: Số răng tương đương Theo bảng 6.18/109 [I] ta có Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Với bánh răng nghiêng ta có Vậy (MPa) (MPa) Tính chính xác ứng suất uốn cho phép: : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng : Hệ số xét đến kích thước bánh răng : Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu Do đó (MPa) Vậy , e. Kiểm nghiệm về quá tải Ta có f. Các thông số của bộ truyền Khoảng cách trục: Môđun pháp : m=3 (mm) Chiều rộng vành răng Tỉ số truyền: u2=5,73 Góc nghiêng răng Số răng: z3=17 ; z4=100 Hệ số dịch chỉnh : x1=0 ; x2=0 Theo bảng 6.11/104 [I] ta có: + Đường kính vòng chia: + Đường kính đỉnh răng: + Đường kính chân răng: g. Tính các lực tác dụng IV.Thiết kế trục 1.Chọn vật liệu Chọn vật liệu chế tạo trục chế tạo trục trung gian và trục ra là thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192..240, Vật liệu chế tạo trục vào là thép 4X tôi cải thiện đạt độ rắn HB260..280, ứng suất xoắn cho phép 2.Xác định đường kính sơ bộ các trục Với trục vào lấy MPa, trục trung gian = 20 MPa, trục ra 30 Mpa Do đó đk sơ bộ các trục là: Tra bảng P.1.7/242 [I] ta có đường kính động cơ là: Chọn d1=25 mm, d2=35mm, d3=45 mm 3.Sơ đồ chung (hình vẽ) - Các lực tác dụng lên các trục Ta có 4.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực -Đường kính trục trung bình: -Trục II: Trong đó: Chiều dài may ơ bánh răng trụ: Lấy Chiều rộng ổ lăn: (tra theo trị số d) Các khoảng cách: Do đó ta có: -Trục I: Với là chiều dài mayơ nửa khớp nối: Lấy Suy ra -Trục III: Với chiều dài mayơ đĩa xích: Lấy Sơ đồ đặt lực 5. Tính trục vào I a. Chọn khớp nối cho trục I. Từ kích thước trục dI và mômen xoắn trên trục I , theo bảng [ Sách Thiết kế Hệ DĐCK-T2] chọn nối trục vòng đàn hồi có các thông số cơ bản sau [ T ] (Nm) Nmax (vòng/phút). d (mm) L D0 Z 16.0 7600 15 83 50 4 Lực của khớp nối tác dụng lên trục, hướng theo phương x và tra bảng 16.10a(Tl1) ta có khớp nối trục vòng đàn hồi Fk =(0,2 0,3)(N) Ta chọn =250 (N) b.Sơ đồ lực tác dụng lên trục c.Tính phản lực tại các ổ lăn PT mô men và PT hình chiếu của các lực trong mặt phẳng xoz, yoz Thay số ta có: Tính ra ta được d. Biểu đồ mômen uốn M1x và M1y trong các mặt phẳng xOz và yOz và biểu đồ mômen xoắn T1 (hình bên).Trên biểu đồ ghi giá trị tuyệt đối của các mômen ứng với từng đoạn trục. e. Tính mômen tương đương tại các tiết diện trên chiều dài trục Ta có f. Đường kính tại các tiết diện Chọn ứng suất cho phép chế tạo trục(thép 40x) []=67 Mpa Vậy ta có: Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ, ta chọn các đoạn trục như sau: g.Tính toán mối ghép then với đoạn trục lắp khớp nối d13=28 (mm), ta chọn nối ghép then bằng Tra bảng 9.1a/173 [I] ta có: l=50(mm); b=8 mm; h=7(mm); t1=4(mm); t2=2,8(mm); rmin=0,25(mm); rmax=0,4(mm) Kiểm nghiệm độ bền của then: + Điều kiện bền dập: Thay số Với dạng lắp ghép cố định, vật liệu mayơ bằng thép ,tải trọng va đập nhẹ ta có: ứng suất cho phép , thoả mãn đk bền dập. + Điều kiện bền cắt: Với thép C455 chịu tải trọng tĩnh: (thoả mãn điều kiện) 6. Tính trục trung gian II a.Sơ đồ lực tác dụng lên trục b.Tính phản lực tại các ổ lăn PT mô men và PT hình chiếu của các lực trong mặt phẳng xoz, yoz Thay số ta có: -Tính ra ta được: c. Biểu đồ mômen uốn M1x và M1y trong cỏc mặt phẳng xOz và yOz và biểu đồ mômen xoắn T1 (hình bên).Trên biểu đồ ghi giá trị tuyệt đối của các mômen ứng với từng đoạn trục. d. Tính mômen tương đương tại các tiết diện trên chiều dài trục Ta có e. Đường kính tại các tiết diện Chọn ứng suất cho phép chế tạo trục(thép 40x) []=50-67 Mpa Vậy ta có: Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ, ta chọn các đoạn trục như sau: f.Tính toán mối ghép then Với đoạn trục lắp bánh răng d21 =d22=38 (mm), ta chọn nối ghép then bằng Tra bảng 9.1a/173 [I] ta có: Với bánh răng lớn và bánh răng nhỏ: l=4050(mm); b=10 mm; h=8(mm); t1=5(mm); t2=3,3(mm); rmin=0,25(mm); rmax=0,4(mm) Kiểm nghiệm độ bền của then: + Điều kiện bền dập: Thay số Với dạng lắp ghép cố định, vật liệu mayơ bằng thép ,tải trọng va đập nhẹ ta có: ứng suất cho phép , thoả mãn đk bền dập. + Điều kiện bền cắt: Với thép C455 chịu tải trọng tĩnh: (thoả mãn điều kiện) 7. Tính trục ra III. a.Sơ đồ lực tác dụng lên trục b.Tính phản lực tại các ổ lăn PT cân băng lực và mômen Thay số ta có: Tính ra ta được c. Biểu đồ mômen uốn M1x và M1y trong cỏc mặt phẳng xOz và yOz và biểu đồ mômen xoắn T1 (hình bên).Trên biểu đồ ghi giá trị tuyệt đối của các mômen ứng với từng đoạn trục. d. Tính mômen tương đương tại các tiết diện trên chiều dài trục Ta có e. Đường kính tại các tiết diện Chọn ứng suất cho phép chế tạo trục(thép 40x) []=5067 Mpa Vậy ta có: Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ, ta chọn các đoạn trục như sau: f.Tính toán mối ghép then Căn cứ chiều dài mayơ và đường kính đoạn trục ta chọn mối ghép then. Tra bảng 9.1a/173 [I] ta có: -Đối với đoạn trục lắp bánh răng: l1=45(mm); b1=16 mm; h1=10(mm); t11=6(mm); t12=4,3(mm); rmin=0,25(mm); rmax=0,4(mm) -Đối với đoạn trục lắp vào bánh đai l2=45(mm); b2=16(mm); h2=10(mm); t21=6; t22=4,3(mm); rmin=0,25; rmax=0,4(mm) Kiểm nghiệm độ bền của then: +Với then lắp vào bánh răng: +Với then lắp vào bánh đai: Với ứng suất dập cho phép []=100(Mpa); ứng suất cắt cho phép []=60(MPa) các then chỉ thoả mãn đk bền cắt, không thoả mãn đk bền dập Do đó ta sử dụng hai then đặt cách nhau 180, khi đó mỗi then chịu 0,75T3. Kiểm nghiệm độ bền dập và cắt: (các điều kiện bền được thoả mãn) 8. Kiểm nghiệm độ bền mỏi Kết cấu trục vừa thiết kế (trục ra) đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau: Trên trục ra III có 3 tiết diện nguy hiểm cần kiểm tra là: tiết diện lắp bánh đai (tiết diện 30), tiết điện lắp ổ lăn (tiết diện 31) và tiết diện lắp bánh răng (tiết diện 32). * Với vật liệu chế tạo trục là thép 45 có , giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn ứng với chu kì đối xứng Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi (tra bảng 10.7) * Các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp: Do trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp: Các mômen cản uốn W3j và mômen cản xoắn W03j được tính như sau: -Tiết diện 30 (có 2 rãnh then) - Tiết diện 31 (không có rãnh then) -Tiết diện 32 (có 1 rãnh then) (mm3) (mm3) Từ đó ta tính được: - Tiết diện 30 - Tiết diện 31 - Tiết diện 32 * Xác định các hệ số Chọn phương pháp gia công bề mặt là tiện, đạt độ nhẵn bề mặt Ra 2,5 .. 0,63 thì hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt (tra bảng 10.8) Kx = 1,10 Không tăng bền bề mặt nên Ky = 1 - Tính tỉ số và đối với tiết diện có rãnh then Theo bảng 10.12, khi dùng dao phay đĩa, hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then ứng với vật liệu có là . Theo bảng 10.10, hệ số kích thước ứng với: + Tiết diện 30 Suy ra + Tiết diện 32 Suy ra - Tỉ số và đối với bề mặt trục có lắp độ dôi Theo bảng 10.11, chọn kiểu lắp k6, đối với đoạn trục 31, 32 các trị số =2,97 và = 2,28. Đối với đoạn trục 30, = 2,44 và = 1,86 Chọn giá trị ,lớn hơn để tính. Vậy ta có: * Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp, hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp và hệ số an toàn tại các tiết diện: - Tiết diện 30 - Tiết diện 31 - Tiết diện 32 Ta thấy, với hệ số an toàn cho phép , trục đã thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi. V. Chọn ổ lăn 1. Chọn ổ lăn cho trục vào HGT a, Do trên trục không có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy b, Chọn sơ bộ kích thước ổ: với đường kính đoạn trục lắp ổ d=30 mm, chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung 306 (Bảng P2.7/255 [I] )ta có: + Đường kính trong: d=30 mm + Đường kính ngoài: D=72 mm + Khả năng tải động: C=22 kN + Khả năng tải tĩnh: c, Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ. - Xác định phản lực tổng cộng tác dụng vào ổ Vì trục có lắp nối trục vòng đàn hồi nên khi tính ổ cần chọn lại chiều của lực Fk ngược với chiều đã dùng khi tính trục. Khi đó: Thay số ta có: Tính ra ta được Phản lực tổng lên hai ổ: Ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với Fr = 938,5 (N) - Tính tải trọng động quy ước. Vì Fa = 0 nên Trong đó: - Do vòng trong quay nên V = 1 - Nhiệt độ < 1000C kt = 1 - Tải trọng va đập vừa và rung động, quá tải ngắn hạn và tới 150% so với tải trọng tính toán. Theo bảng 11.3, kđ = 1,5 Với ổ bi đỡ 1 dãy : - hệ số tải trọng hướng tâm X = 1 - hệ số tải trọng dọc trục Y = 0 Vậy Q = 1.1.938,5.1.1,5 = 1407,75N, - Tính khả năng tải động Khả năng tải động Cd tính theo công thức: L – tuổi thọ ổ lăn triệu vòng M – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn m = 3 Vậy < C=22(kN) do đó ta chọn ổ lăn 1 dãy cỡ trung 306 có: d=30(mm); D=72(mm); C=22,0(kN); C0=15,10(kN) - Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ Tải trọng tĩnh quy ước Qt = X0Fr + Y0Fa Với ổ bi đỡ một dãy X0 = 0,6 Y0 = 0,5 Suy ra Qt = 0,6.0,938 = 0,8563 kN < Fr Do Qt < C0 = 15,10 (kN) nên khả năng tải tĩnh được đảm bảo. 2. Chọn ổ lăn cho trục trung gian của hộp giảm tốc Tải trọng hướng tâm tác dụng lên hai ổ : a, Chọn loại ổ lăn Tỉ số Fa/Fr0 = 913,3/2544= 0,36 > 0,3 nên ta chọn ổ bi đỡ - chặn với góc tiếp xúc b, Chọn sơ bộ kích thước ổ Theo phụ lục P2.12, ta chọn sơ bộ ổ bi đỡ chặn 1 dãy cỡ trung hẹp 46307 có đường kính trong d = 35 mm, đường kính ngoài D = 80 mm, khả năng tải động Cd = 33,4 kN, khả năng tải tĩnh C0 = 25,2 kN c, Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ. - Tính tải trọng động quy ước: Tỉ số Fa/C0 = 0,9133/25,2 = 0,036Theo bảng 11.4, ta tra được e = 0,36 Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ: Ta có, tổng lực dọc trục tác dụng vào ổ: do đó Fa0 = 915,84 N do đó Fa1 = 1829,14 N Vòng trong của ổ quay nên V = 1, vậy Fa0/VFr0 = 915,84/2544 = 0,36 e nên theo bảng 11.4 ta có : X0 = 1 Y0 = 0 Fa1/VFr1 = 1829,14/1757,5 = 1.04e nên ta lấy X1 = 0,37 Y1 = 0,66 Tải trọng động quy ước tác dụng lên ổ: Như vậy chỉ cần tính cho ổ 0 là ổ chịu lực lớn hơn. - Khả năng tải động của ổ đỡ chặn tính theo công thức: với triệu vòng quay < C=33,4 kN Như vậy, ổ đã chọn đảm bảo được khả năng tải động. - Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh : Tải trọng tĩnh quy ước Qt = X0Fr0 + Y0Fa0 trong đó, theo bảng 11.6, với ổ bi đỡ chặn một dãy có thì hệ số tải trọng hướng tâm X0 = 0,5 và hệ số tải trọng dọc trục Y0 = 0,47 Qt = 0,5.2544 + 0,47.915,84 = 1702,5 N < Fr0 = 2544 N Nên lấy Qt = 2,544 kN < C0 = 25,2 kN Khả năng tải tĩnh được đảm bảo. 3. Chọn ổ lăn cho trục ra của hộp giảm tốc. Tải trọng hướng tâm tác dụng lên hai ổ: a, Chọn loại ổ lăn. Ta thấy Fa/Fr1 = 913,3/2921,8=0,3 chọn ổ bi đỡ 1 dãy,kết cấu đơn giản giá thành hạ. b, Chọn sơ bộ kích thước ổ. Theo bảng P2.7 phụ lục ta chọn sơ bộ với d=50(mm) ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung 310 có: đường kính trong d = 50 mm, đường kính ngoài D = 110 mm, khả năng tải động C = 48,5 kN, khả năng tải tĩnh C0 = 36,3 kN. c, Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ. Kiểm nghiệm với ổ chịu tải trọng chịu lực lơn hơn: Fr=9161,1(N) -Tải trọng động qui ước: Trong đó: - do vòng trong quay nên V = 1 - nhiệt độ < 1000C kt = 1 - tải trọng va đập vừa và rung động, quá tải ngắn hạn và tới 150% so với tải trọng tính toán. Theo bảng 11.3, kđ = 1,5 Với ổ bi đỡ 1 dãy : - hệ số tải trọng hướng tâm X = 1 - hệ số tải trọng dọc trục Y = 0 Vậy Q = 1.1.9161,1.1.1,5 = 13741.65 N, - Tính khả năng tải động Khả năng tải động Cd tính theo công thức: L – tuổi thọ ổ lăn triệu vòng M – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn m = 3 Vậy =48,5 kN -Tính khả năng tải tĩnh : Qt = X0Fr0 + Y0Fa0 Với ổ bi một dãy: X0=0,6; Y0=0,50 Do đó Qt = 0,6.9161,1+0,5.913,3=5,9 kN C0(thoả mãn khả năng tải tĩnh) VI. Tính toán và chọn các yếu tố của vỏ hộp và các chi tiết khác. Tên gọi Biểu thức tính toán Chiều dày: Thân hộp, δ Nắp hộp, δ1 δ = 0,03a + 3 = 0,03.180+ 3 = 7,9 mm lấy δ = 8 mm δ1 = 0,9δ = 0,9.8 = 7,2 mm Gân tăng cứng: Chiều dày,e Chiều cao, h Độ dốc e = (0,8÷1)δ = 6,4 ÷ 8 mm lấy e = 8 mm h < 5.=40 mm khoảng 20 Đường kính: Bulông nền, d1 Bulông cạnh ổ, d2 Bulông ghép bích nắp và thân, d3 Vít ghép nắp ổ, d4 Vít ghép nắp cửa thăm, d5 d1 > 0,04a + 10 = 16,4 lấy d1 = 16 mm d2 = (0,7÷0,8)d1 = 12,6÷14,4 lấy d2 = 14 mm d3 = (0,8÷0,9)d2 = 10,4÷11,7 lấy d3 = 12 mm d4 = (0,6÷0,7)d2 = 7,8÷9,1 lấy d4 = 8 mm d5 = (0,5÷0,6)d2 = 6,5÷7,8 lấy d5 = 6 mm Mặt bích ghép nắp và thân: Chiều dày bích thân hộp, S3 Chiều dày bích nắp hộp, S4 Bề rộng bích nắp và thân, K3 S3 = (1,4÷1,8)d3 = 15,4÷19,8 lấy S3 = 15 mm S4 = (0,9÷1)S3 = 13,5÷15 lấy S4 = 14 mm K3 ≈ K2 – (3÷5) = 39÷37 lấy K3 = 38 mm Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3, D2 Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2 Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 và C Chiều cao h Trục vào I, D2=90(mm) D3= 115(mm),C=D3/2=57,5(mm) Trục trung gian II, D2 = 120 mm D3 = 150 mm Trục ra III, D2 = 110 mm D3 = 135 mm K2 = E2 + R2 + (3÷5) = 37,8÷39,8 lấy K2 = 38 mm E2 = 1,6d2 = 19,2 mm và R2= 1,3d2 = 15,6 mm, C = D3/2 h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa Mặt đế hộp: Chiều dày: khi có phần lồi: Dd, S1 và S2 Bề rộng mặt đế hộp K1 và q Dd xác định theo đường kính dao khoét S1 = (1,3÷1,5)d1 = 23,4÷27,0 lấy S1 = 25 mm S2 = (1÷1,1)d1 = 16÷17,6 lấy S2 = 17 mm K1 = 3d1 = 48 mm và q > K1+2δ = 64 mm Khe hở giữa các chi tiết: Giữa bánh răng với thành trong hộp Giữa đỉnh răng bánh lớn với đáy hộp Giữa mặt bên các bánh răng với nhau Δ ≥ (1÷1,2)δ = 8÷9,6 mm, Δ1 ≥ (3÷5)δ = 24÷40 mm, Δ ≥ δ = 8 mm, Số lượng bulông nền Z Z = (L+B)/(200÷300) Các chi tiết phụ . 1 Nắp quan sát . - Cửa thăm có kích thước : 165x100 (mm2 ). - Số vít trên lắp quan sát : 4 vít loại M6. -Nút thông hơi M8. 2 Các chi tiết liên quan tới dầu . -Nút tháo dầu : M12. -Que thăm dầu : M8. VII . Bôi trơn và điều chỉnh lắp ghép . 1. Bôi trơn. Để giảm mất mát công suất vì ma sát , giảm mài mòn chi tiết , đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc . Bôi trơn bánh răng . Vì vận tôc bánh răng cấp nhanh v = 2,1 (m/s) là vận tốc không lớn nên ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho bộ truyền bánh răng với mặt dầu ngập cao hơn đỉnh răng của bánh răng số 4 một khoảng có độ lớn bằng : = (mm). Với bộ truyền bánh răng 2 cấp đã thiết kế bằng vật liệu là Thép Cácbon có độ bền kéo nằm trong khoảng ( 470÷1000) (MPa) vận tốc vòng của bánh răng cấp nhanh v = 2.1 (m/s ) nên theo bảng [II] ta chọn độ nhớt ở 500C ( 1000C ) của dầu bôi trơn bánh răng là : 80/11 (centistoc/engle)với độ nhớt đó tra bảng [II] ta chọn loại dầu là : AK-20 có khối lượng riêng : ρ = (0.886÷0.926) (g/cm3 ). Bôi trơn ổ lăn . Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ ,vì vận tốc bộ truyền bánh răng thấp(v < 2(m/s)) , nên không thể dùng phương pháp bắn tóe để hắt dầu trong hộp vào bôi trơn bộ phận ổ được . Có thể dùng mỡ loại T ứng với nhiệt độ làm việc từ 60÷100 0C và vận tốc dưới 1500( vòng / phút ) ( Theo bảng 8-28/198[Sách Thiết kế CTM ] ). Lượng mỡ chứa 2/3 chỗ rỗng của bộ phận ổ. Để mỡ không chảy ra ngoài và ngăn không cho dầu rơi vào bộ phận ổ ta lắp thêm vòng chắn dầu. 2. Điều chỉnh lắp ghép . 2.2 Ta có bảng ghi kiểu lắp như sau. Kiểu lắp Trục I Trục II Trục III Kiểu lắp Dung sai(μm). Kiểu lắp Dung sai(μm). Kiểu lắp Dung sai(μm). Bánhrăng-Trục Ø38 +25 0 Ø55 +30 0 +18 +2 +21 +2 KiÓu l¾p Trôc I Trôc II Trôc III KiÓu l¾p . Dung sai(μm) KiÓu l¾p . Dung sai(μm) KiÓu l¾p . Dung sai(μm) Đĩa xích –Trục. Ø48 +25 0 +18 +2 Nối Trục-Trục ỉ28 +18 0 +5.5 -5.5 ổ lăn-Trục ỉ30k6 +12 Ø35k6 +15 Ø50k6 +18 +1 +2 +2 Váhép-æ l¨n. Ø72H7 +30 Ø80H7 +30 Ø110H7 +35 0 0 0 Bạc chặn-Trục ỉ15 +43 +16 +12 +1 Nắp ổ lăn-Vỏ hộp. ỉ72 +30 0 ỉ80 +30 0 ỉ110 +35 0 -100 -190 -100 -190 -120 -190 Rãnh then trên trục-Then 12 0 -0.036 16 0 -0.043 0 -43 0 -43 VII. Tµi liÖu tham kh¶o vµ môc lôc. 1.Tµi liÖu tham kh¶o. C¸c tµi liÖu ®· sö dông trong qu¸ tr×nh thiÕt kÕ bao gåm : STT Tªn tµi liÖu ®· sö dông. Tªn t¸c gi¶. Chó thÝch 1 Chi tiÕt m¸y. NguyÔn träng HiÖp TËp 1 vµ 2 2 ThiÕt kÕ Chi tiÕt m¸y NguyÔn träng HiÖp NguyÔn v¨n LÉm 3 ThiÕt kÕ HÖ dÉn ®éng C¬ khÝ. TrÞnh ChÊt. Lª v¨n UyÓn TËp 1([I]) vµ tËp 2([II] 4 Bµi gi¶ng Chi tiÕt m¸y. Thầy Nguyễn Xuân Hành 5 Kỹ thuật đo Ninh đức Tốn 2.Mục lục Mục lục TRANG I. Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền. 1 1. Chọn động cơ. 2 2. Phân phối tỷ số truyền . 3 3 II. Thiết kế các bộ truyền ngoài hộp 5 III. Thiết kế bộ truyền trong hộp 8 1. Bộ truyền cấp nhanh 8 1.1.Chọn vật liệu 8 1.2.Xác định ứng suất cho phép 8 1.3. Tính bộ truyền BR trụ răng thẳng 10 2.Bộ truyền cấp chậm 13 2.1.Chọn vật liệu 13 2.2.Xác định ứng suất cho phép 13 2.3. Tính bộ truyền BR trụ răng nghiêng 15 IV. Thiết kế trục 18 1.Chọn vật liệu 18 2.Xác định đường kính sơ bộ các trục 18 3. Sơ đồ chung 18 4.Xác định khoảng các giữa các gối và điểm đặt lực . 18 5.Tinh trục vào I 20 6.Tính trục trung gian II 23 7.Tính trục ra III 26 8.Kiểm nghiệm độ bền mỏi 30 V.Chọn ổ lăn 32 VII.Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp 38 VII. Tài liệu tham khảo 39