Đồ án Chi tiết máy – PA3

- Động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm hiệu suất cao, hệ số tải lớn nhưng có nhược điểm: thiết bị tương đối phức tạp, giá thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ, do đó chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (>100kw), và khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc . - Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu: rôto dây cuốn và rôto lồng sóc . - Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc trong một phạm vi nhỏ ( khoảng 5), có dòng mở máy thấp nhưng cos thấp, giá thành đắt, vận hành phức tạp do đó chỉ dùng hợp trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ . - Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc có ưu diểm là kết cấu đơn giản, giá thành hạ, dễ bảo quản, song hiệu suất thấp (cos thấp) so với động cơ ba pha đồng bộ, không điều chỉnh được vận tốc . Từ những ưu, nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của ta, ta đã chọn Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc.

doc49 trang | Chia sẻ: lvcdongnoi | Lượt xem: 2525 | Lượt tải: 3download
Bạn đang xem trước 20 trang tài liệu Đồ án Chi tiết máy – PA3, để xem tài liệu hoàn chỉnh bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
Lời mở đầu Môn học chi tiết máy là một trong những môn học cơ sở giúp cho sinh viên chuyên ngành cơ khí có một cách nhìn tổng quan về nền công nghiệp đang phát triển như vũ bão. Đây là môn học đóng vai trò quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư và các cán bộ kỹ thuật, nguyên lý làm việ và phương pháp tính toán các chi tiết phục vụ cho các máy móc ngành công _ nông nghiêp, giao thông vận tải,…….. Thiết kế đồ án chi tiết máy là sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết và thực nghiệm, từ đó sinh viên có cơ hội tổng kết lại những lý thuyết và làm quen với công việc thiết kế. Trong các nhà máy xí nghiệp, khi cần vận chuyển vật liệu rời chủ yếu sử dụng các máy vận chuyển gián đoạn, các máy vận chuyển liên tục. Khác với các máy vận chuyển gián đoạn, các thiết bị máy vận chuyển có thể làm việc trong một thời gian dài, việc vận chuyển có năng suất cao và được sử dụng rộng rãi khi vận chuyển các vật liệu rời người ta đã sử dụng băng tải. Băng tải thường được sử dụng để vận chuyển các loại vật liệu như: than đá, cát, sỏi, thóc… Băng tải thường được cấu tạo bởi ba bộ phận chính: Động cơ truyền lực và mô men xoắn cho hộp giảm tốc tiếp đó đến băng tải. Hộp giảm tốc thường dùng cho băng tải là hôp giảm tốc bánh răng trụ một cấp, hai cấp, bánh vít_trục vít, bánh răng_ trục vít. Để làm quen với việc đó, em được giao Thiết kê hệ dẫn động băng tải (xích_tải),với những kiến thức đã học và sau một thời gian nghiên cứu cùng với sự hướng dẫn tận tình của thầy Văn Hữu Thịnh_cán bộ giảng dạy thuộc bộ môn chi tiết máy, đến nay đồ án của em đã được hoàn thành. Tuy nhiên, vẫn còn bị hạn chế về kinh nghiệm thực tế, nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy cô trong bộ môn để đồ án của em được hoàn thiện hơn. Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ em, đặc biệt là thầy hướng dẫn. - 1 - Tp Hồ Chí Minh, ngày 5 tháng 5 năm 2012 Sinh viên thực hiện (Ký, ghi rõ họ tên) Nguyễn Trọng Nghĩa NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN Tp.HCM, ngày tháng 05 năm 2012. Giảng viên hướng dẫn ( Ký , ghi rõ họ tên ) Trường ĐHSPKT Tp.HCM ĐẦU ĐỀ THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY Khoa Cơ khí Chế tạo máy THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ Bộ môn: Cơ sở Thiết kế máy ( Đề số : 03 ) ĐẦU ĐỀ: 1.Sơ đồ động 1 2 Gồm: 1: Động cơ điện 2: Nối trục 3: Hộp giảm tốc 4: Bộ truyền xích 5: Thúng tròn 2. Các số liệu ban đầu: a. Công suất truyền trên trục công tác ( P) : 5,2 (KW) b. Số vòng quay trên trục công tác (n) : 98 (vòng/phút) c. Số năm làm việc (a) : 5 (năm) 3. Đặc điểm của tải trọng: Tải trọng va đập nhẹ. Quay một chiều. 4. Ghi chú: Năm làm việc (y) 300 ngày, ngày làm việc 2 ca, 1 ca 6 giờ. Sai số cho phép về tỷ số truyền Δu=2-3% KHỐI LƯỢNG CỤ THỂ: Một bản thuyết minh về tính toán. Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc ( khổ A0). Phụ lục Trang LỜI NÓI ĐẦU 1 Phần I : TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 3 Phần II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 11 Phần III : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 19 I : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH 19 II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM 27 III : KIỂM TRA CÁC ĐIỀU KIỆN 36 Phần IV : THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY ĐỠ NỐI 39 A : THIẾT KẾ TRỤC 39 B : TÍNH CHỌN THEN VÀ KHỚP NỐI. 57 C. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ Ổ LĂN 60 Phần V :TÍNH THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 64 TÀI LIỆU THAM KHẢO PHẦN I TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ I . CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN : 1.1. Chọn kiểu loại động cơ điện : Trong công nghiệp thường sử dụng nhiều loại động cơ song chúng ta cần chọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất để vừa đảm bảo yếu tố kinh tế vừa đẩm bảo yếu tố kỹ thuật ... Dưới đây là 1 vài loại động cơ thường gặp : - Động cơ điện một chiều: loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đổi trị số của mômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng, đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng ... nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành đắt, khó kiếm và phải tăng thêm vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu, do đó được dùng trong các thiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm ... - Động cơ điện xoay chiều : bao gồm 2 loại : một pha và ba pha + Động cơ xoay chiều một pha có công suất nhỏ do đó chỉ phù hợp cho dân dụng là chủ yếu. + Động cơ xoay chiều ba pha : gồm hai loại: đồng bộ và không đồng - Động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm hiệu suất cao, hệ số tải lớn nhưng có nhược điểm: thiết bị tương đối phức tạp, giá thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ, do đó chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (>100kw), và khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc . - Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu: rôto dây cuốn và rôto lồng sóc . - Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc trong một phạm vi nhỏ ( khoảng 5%), có dòng mở máy thấp nhưng cosj thấp, giá thành đắt, vận hành phức tạp do đó chỉ dùng hợp trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ . - Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc có ưu diểm là kết cấu đơn giản, giá thành hạ, dễ bảo quản, song hiệu suất thấp (cosj thấp) so với động cơ ba pha đồng bộ, không điều chỉnh được vận tốc . Từ những ưu, nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của ta, ta đã chọn Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc. 1.2. Chọn công suất động cơ: Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ đảm bảo khi động cơ làm việc nhiệt sinh ra không quá mức cho phép. Muốn vậy : : công suất định mức của động cơ : công suất đẳng trị trên trục động cơ Vì tải thay đổi nên : = : công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác : công suất phụ tải trên trục công tác ở chế độ thứ i : công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ , : Thời gian làm việc ở chế độ thứ i và thời gian cả chu kỳ = : Hiệu suất chung của trạm dẫn động Trong đó : : Hiệu suất bộ truyền xích : Hiệu suất của một cặp bánh răng ăn khớp : Hiệu suất của một cặp ổ lăn : Hiệu suất của nối trục đàn hồi Tra bảng 2.3 [I]/19 ta có Bộ truyền xích Bánh răng trụ ổ lăn Nối trục đàn hồi 0,97 0,98 0,995 1 => = 1.0,983.0,9954.0,97 = 0,895 Công thức thực trên trục công tác : Theo đề ra ta có P = 5,2 KW => Công suất cần thiết trên trục động cơ là:Pct = = 5.84 (KW) Với công suất cần thiết Pct = 5,84 (KW). Ta tra bảng 1.2/235 ta lấy động là: 1500 (vòng/phút) Pct = 7 (KW) ; n= 1440 (vòng/phút) ; Kiểu động cơ DK 52-4 II . PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN : Tỉ số truyền của toàn hệ thống: 1 . Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp : Tra bảng 2.4/21 ta có : Ux = 2 ÷ 5. Chọn Ux = 2 2 . Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp : Uh = Un.Uc Đê đảm bảo bôi trơn HGT thì ta phải chọn Un = (1,2 ÷ 1,3 )Uc Chọn Un = 1,2Uc Uh = 1,2Uc2 => Uc = = 2.46 Un = 1,2Uc = 2.46.2,51 = 2.98 Kiểm tra tỷ số truyền U: U = Un.Uc.Ux = 2.3,01.2,51= 14,66 Sai số = 0,03 => Tỷ số truyền chọn là phù hợp. III . XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC 1 . Tính tốc độ quay của trục : nI = = ndc = 1440 (v/ph) . Tính công suất danh nghĩa trên các trục : Pi = Pi-1.hi PI = P.hk.ho = 6,97.1.0,995 = 5,818 (kW) PII = PI.hbr.ho =6,94.0,98.0,995 = 5,67 (kW) PIII = PII. hbr.ho = 6,77.0,98.0,995 = 5,53 (kW) PIV = PIII.hx.ho = 6,6.0,97.0,995 = 5,34 (kW) 3 . Tính momen xoắn trên các trục : Áp dụng công thức : => 4. Bảng số liệu tính toán: Trục động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục 4 U U n (v/phút) 1440 1440 483,22 196,43 98,2 P (KW) 5,84 5,82 5,67 5,53 5,34 T (Nmm) 38730,65 38597,69 112057,25 268856,55 519264,96 PHẦN II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH I/- CHỌN LOẠI XÍCH: Có 3 loại xích : xích ống , xích con lăn và xích răng . Trong 3 loại trên ta chọn xích con lăn để thiết kế bởi vì chúng có ưu điểm là : - Có nhiều trên thị trường do đó dễ thay thế - Chế tạo không phức tạp bằng xích răng - Phù hợp với vận tốc yêu cầu - Độ bền mòn của xích con lăn cao hơn xích ống Vì công suất không lớn lên ta chọn xích con lăn 1 dãy . II/- Xác định các thông số xích và bộ truyền: 1/- Chọn số răng đĩa xích: Từ phần I ta đã tính toán và xác định được: Ux = 2 nx = nIII = 196,6(v/ph); Px = PIII = 5,53 (kW) Tra bảng 5.4 [I]/80 với Ux = 2. Ta chọn: Z1 = 25 (Z1 là số răng đĩa xích nhỏ). Do đó ta có số răng đĩa xích lớn Z2 là: Z2 = Ux.Z1£ Zmax. Zmax: Được xác định từ điều kiện hạn chế độ tăng xích do bản lề bị mòn sau một thời gian làm việc. Zmax = 120 đối với xích ống con lăn. Z2 = Ux.Z1 = 2.25= 50. Chọn Z2 = 50 < Zmax= 120. Tỉ số truyền thực: Uxt = 2/- Xác định bước xích p: Theo công thức 5.3[I]/80 công suất tính toán và điều kiện đảm bảo chỉ tiêu độ bền mòn. Ptx = P.k.kZ.kn £[P]. (1) Trong đó: Ptx, P, [P]: Lần lượt là công suất tính toán, công suất cần truyền (P=PIII), công suất cho phép. kZ: Hệ số số răng. kZ = , Z01:bước xích tiêu chuẩn của bộ truyền xích có số răng đĩa nhỏ, Z01= 25. ® kZ = kn: Hệ số số vòng quay. kn = Vì số vòng quay đĩa nhỏ n1=nx=190,6 (v/ph), nên ta chọn n01 = 200(v/ph). ® kn = Ta có: Hệ số sử dụng k = k0. ka. kdc. kbt. kd. kc Ta bảng 5.6 [I]/82 ta có: k0: Hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí bộ truyền, lấy k0=1,25. (Chọn độ nghiêng giữa bộ truyền và phương ngang > 600). ka: Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, lấy ka = 1( Khoảng cách trục a=(30...50)p ). kdc: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích, lấy kdc = 1,25 (ứng với vị trí trục được điều chỉnh một trong các đĩa xích). kbt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn, lấy kbt = 0,8 ( vì môi trường không bụi, bôi trơn loại I). kd: Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng, lấy kd = 1,2 (vì tải trọng động ) Kc: Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền , lấy kc = 1,25(làm việc 2ca/ngày). Vậy: k = 1,25.1.1.0,8.1,25.1,2 = 1,5 Vậy ta xác định được Ptx từ công thức trên: Ptx = P.k.kZ.kn = 5,84.1,5.1.1,05 = 11,169 (kW). Ptx = 11,169 (kW) £ [P]. Với n01 = 200(v/ph). Tra bảng 5.5[I]/81 ta chọn được bộ truyền xích: bước xích p = 31,5(mm). [P] = 19,3(kw) dc= 9.55(mm) ( Đường kính chốt xích) B=27,46(mm) ( Chiều dài ống xích) Ptx = 11,169 (KW) < [P] = 19,3 (KW). Thoả mãn điều kiện (1) Theo bảng 5.8[I]/83 với n1 = 196,6 < 300(v/ph). p = p max = 50,8(mm), với pmax là bước xích lớn nhất cho phép. ó Thoả mãn điều kiện va đập đối với bộ truyền 3/. Khoảng cách truc và số mắt xích: Khoảng cách trục nhỏ nhất giới hạn bởi khe hở nhỏ nhất cho phép giữa các đĩa xích a=(30¸50)p mm, hệ số nhỏ dùng khi u = 1..2. hệ số lớn dùng khi u = 6…7 Mặt khác để tránh lực căng quá lớn do trọng lượng bản thân xích gây nên, khoảng cách trục không nên quá lớn a £ amax = 80.p. Khi thiết kế sơ bộ chọn: a = 40p .Vậy a = 40p = 40.31,75 = 1270 (mm). Từ khoảng cách trục a = 1016.(mm). Ta xác định được số mắt xích x: Lấy số mắt xích: x = 118. Tính lại khoảng cách trục a theo số mắt xích x = 118 a* = 0,25.p {x- 0,5.(z2 + z1) + = 0,25.25,4 {220- 0,5.(50+25) + = 1271,66(mm) Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng Da. Da = (0,002..0,004)a. Chọn Da = 0,004.a » 5. Do đó: a = 1271,85 – 5 = 1266,66 (mm). Sau khi xác định được số mắt xích và khoảng cách trục, cần tiến hành kiểm nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong một giây: .(lần/s) Điều kiện : i £ [i]. [i]: Số lần va đập cho phép trong một giây. Tra theo bảng 5.9[I]/85. Dựa vào P = 25,4mm. ta có: [i] = 30. Vậy i = 2,65 thoả mãn 4/- Kiểm nghiệm xích về độ bền: Với cả bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn: Theo công thức : . Trong đó: Q: Tải trọng phá hỏng, tra theo bảng 52[I].(với p=25,4mm) Q = 88,5kN = 88,5.103(N), khối lượng một mét xích: q = 3,8 Kd : hệ số tải trọng động Kd = 1,2( Chế độ tải trọng va đập nhẹ) Ft: Lực vòng, Ft = 1000.. Trong đó: v = ® Ft = FV: Lực căng do lực li tâm sinh ra. FV = q.V2 = 16,44 (N). F0: Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81.kf.q.a(N). Trong đó: a: khoảng cách trục; a=1285,85 mm =1285,85.10-3 m kf: Hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền, f = (0,01¸0,02)a Lấy kf = 1 ( Bộ truyền nghiêng một góc > 600). ® F0 = 9,81.3,8. 1038,85.10-3 = 47,40(N). Vậy ta tính được s Tra bảng 5.10[I] , với bước xích p =25,4 mm và n1=nx=196,6 ta tìm được [S] = 8.5 Vậy S = 27,2> [S] = 8,2 Þ Bộ truyền xích đảm bảo độ bền. 5/. Xác định các thông số của đĩa xích và kiểm nghiêm độ bền tiếp xúc: a/. Xác định thông số của đĩa xích: - Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định theo công thức: d1 = và d2 = ® d1 = ® d2 = - Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích 1,2: da1 = p. da2 = p. - Đường kính vòng chân của đĩa xích 1,2: df1 = d1 - 2r. Tra bảng 5.2[I]/78 với p=25,4=> d1 = 19,05 (mm) Với r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03(mm). ® df1 = d1 - 2r = 202,76 - 8,03.2 = 234,08(mm). df2 = d2 - 2r = – 8,03.2 = 486,4(mm) b/- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: Đĩa xích 1 ứng suất tiếp xúc sH trên mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện: Trong đó: [sH]: ứng suất tiếp xúc cho phép MPa.Tra bảng 5.11[I]/86 =>[sH] =500…600 MPa Chọn vật liệu làm đĩa xích 1 là thép 45 tôi cải thiện, đạt độ cứng HB210 đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. ®[sH] = 600MPa. kr: Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z. Với Z1 = 25 => kr1 = 0,42 FVd1: Lực va đập trên m dây xích FVd1 = 13.10-7.nx.p3.m Với n1 = 190,6(v/phut) P = 25,4 mm m:số dãy xích m = 1 ® FVd1 = 13.10-7. 196,6. 25,43.1 = 8.17 (N) Ft: Lực vòng = 2658,65 (N). kd: Hệ số tải trọng động, tra bảng 5.6[I]/82 ta lấy kd = 1,2. A: Diện tích chiếu của mặt tựa bản lề, tra bảng 5.12[I]/87 ta được A = 262 (mm2). Kkd: Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kkd = 1 vì có 1 dãy. E = , Môđun đàn hồi MPa. E1,E2: Mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa. E = 2,1.105 MPa. Vậy ứng suất tiếp xúc sH: sH1 = 487,65 Mpa. Mà theo trên ta tra bảng được [sH1] = 500 ÷ 600 MPa. Thoả mãn điều kiện sH1<[sH1]. Đĩa xích 2: Tương tự đĩa xích 1 ta có điều kiện: Với z2 =50 => kr 2 = 0,24 và FVd2 = FVd1 = 4,06 (N), Kkd= 1,2, Ft= 3267(N), A =262(mm2), E = 2,1.105 MPa Ta thấy dH2=355 Thoả mãn điều kiện. 6/- Xác định lực tác dụng lên trục: Xác định theo công thức 5.20[I]/92: Fr = kx.Ft = Kx: Hệ số kể đến trọng lượng xích. Lấy kx = 1,05 ® Fr = 1,05.3267 = 2791,58(N). PHẦN III. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Bộ truyền bánh răng cấp nhanh (răng tru răng thẳng) 1. Chọn vật liệu *Bánh răng nhỏ:Thép 45 tôi cải thiện: b= 850 N/mm2 c = 580 N/mm2 HB=245 phôi rèn (giả thiết đường kính phôi nhỏ hơn 100 mm) *Bánh răng lớn:Thép CT35 thường hóa: : b= 750 N/mm2 c = 450 N/mm2 HB=230 phôi rèn(giả thiết đường kính phôi 300-500 mm) 2. Tính ứng suất cho phép a. Ứng suất tiếp xúc cho phép. - Số chu kỳ thay đổi về ứng suất tương đương NHE NHE = 60.c. [( )3 .ni.ti ] = 60.c.ni.t .[( )3. NHE = NFE = N =60.1.1440.38000=37843.10 - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thỏa mãn về tiếp xúc NHO=30. + NHO1=30.2452,4= 1,6.107 + NHO2=30.2302,4=1,39.107 Ta thấy: NHE>NHO nên KHL = 1 - Ứng suất tiếp xúc cho phép. [] = ( []/SH ).ZR.ZV.KXH.KHL =2HB+70 = 2.2450+70 = 560 (MPa) = 2.230 + 70= 530 (MPa) SH = 1,1 ZR.ZV.KXH = 1 KHL = 1 []1 = =509 (N/mm2) []2 = =481,8 (N/mm2) Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng do đó theo (6.12) ta được: []==495,4 (N/mm2) b.Ứng suất uốn cho phép. - Số chu kỳ thay đổi về ứng suất tương đương NFE NFE = 60.c. [( )mF .ni.ti ] = 60.c.ni.t .[( )mF. Với mF = 6 là bậc của đường cong mỏi. NHE = NFE = N =60.1.1440.38743=37843,2.10 -Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NFO= 4.106 với tất cả các loại thép. Ta thấy NFE > NFO KFL= 1 -Ứng suất cho phép []= ( []/SF ).YR.YS.KXF.KFC.KFL = 1,8HB (tra bảng 6.2) = 1,8.245=441MPa) =1,8.230= 414(MPa) SF = 1,75 YR.YS.KXF = 1 KFC = 1 (do bộ truyền quay một chiều) KFL = 1 []1 = = 252 (N/mm2) []2 = = 236,5 (N/mm2) c.Ứng suất cho phép khi quá tải - Với bánh răng thường hóa []Max = 2,8. []Max = 2,8.450 = 1260 MPa *Ứng suất uốn cho phép khi quá tải []Max = 0,8. []Max = 0,8.580= 464 MPa []Max = 0,8.450= 360 MPa 3.Thông số cơ bản của bộ truyền. *Khoảng cách trục aw= Ka.(u1) lấy dấu (+) khi bánh răng ăn khớp ngoài. Bánh răng thẳng: Với Ka= 49,5 (tra bảng 6.5/96) Do vị trí bánh răng nối với các ổ trong hộp giảm tốc là đối xứng Ta chọn :=0,4 =0,53..(u + 1) = 0,53.0,4.(3,01 + 1) = 0,802 Chọn = 1 Tra bảng 6.7 với các đặc trưng của hệ Ta có :=1,02 (ứng với sơ đồ 7) aw = 49,5.(3,01 + 1). = 104,2 (mm) Theo tiêu chuẩn chọn aw = 105 (mm) *Các thông số ăn khớp - Môdun ăn khớp: m = (0,010,02).aw = (1,182,36) Chọn : m= 2 (Bảng 6.8) - Chiều rộng của vành răng bw = .aw = 0.4.104 = 40 (mm). -Xác định góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh + =0 + Số bánh răng nhỏ: Z1=2.aw1/m.(u+1)=27 Chọn Z1= 27(răng). + Sôs bánh răng lớn: Z2= U.Z1 = 3,01.47 = 81 Chọn: Z2= 81 (răng) -Tính lại khoảng cách trục aw = =110 (mm). Tính lại tỷ số truyền: Um =Z2/Z1 = 3 Xác định hệ số dịch chỉnh. Hệ số dịch tâm y và hệ số ky Y = aw/m – 0,5( Z1+ Z2) = 0,5 (mm) Ky = = 9,26 Kx = 0,568 Mà y = = 0.061 Xt= y + y = 0,5 + 0.061 = 1,061 (mm) Hệ số dịch chỉnh bánh 1: X1 = 0,5[ xt – (Z2- Z1).y/Zt] = 0,5 [0,406 – (141-47).0,4/141+47] = 0,28 (mm). Hệ số dịch chỉnh bánh 2: X2 = xt- x1 = 0,406 – 0,103 = 0,781 (mm) Góc ăn khớp = 22,689 4. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc ZH = = 1,68 Tra bảng 6.5/194 ta được hệ số kể đến cơ tính của vật liệu: Zm = 274 MPa Hệ số trùng khớp dọc = = 0 Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Z = Với = 1,79 Z = 0,872 Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH KH = Tra bảng (6.7) với vận tốc vòng của bánh răng nhỏ v= ==4,14(m/s) trong đó: = = 58,85 (mm) ta có: = 1,02 = 1 Với = 1,02 là hệ số về cấp chính xác và mức làm việc êm tra từ bảng (6.14) với cấp chính xác là 8 KHV = 1 + = 1,285 VH = = 10,08 (m/s) Ta có VH = 10,08 (m/s) <V H max = 380 (m/s) Tra bảng (6.15/105) : = 0,006 Tra bảng (6.16/107) : g0 = 61 KH = = 1,24 -Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng là = ZM.ZH.Z. = 274.1,76.0,86. = 461,88 MPa => = 461,88 Mpa [] = 495,4 MPa => Thỏa mãn điều kiện tiếp xúc Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn và về quá tải đều đạt yêu cầu. **Các thông số bánh răng cấp nhanh Thông số Giá trị đơn vị aw 110 mm yba 0,4 bw 40 mm Z1 27 Răng Z2 81 Răng um 3 m 2 mm d1 54 mm d2 162 mm da1 58,876 mm da2 168,18 mm df1 50,12 mm df2 160,124 mm II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM(RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG). 1.Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền: a)Xác định sơ bộ khoảng cách trục : trong đó : : hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Tra bảng 6.6[I]/96 chọn = 0,4 => ybd = 0,5. . ( uc + 1 ) = 0,5.0,3.(2,51+1) = 0,55 : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5 ta chọn = 43. : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.Tra bảng 6.7 với = 0.55 => KHb = 1,03 (sơ đồ 3) T=135227,25 N.mm Vì HGT đồng trục nên ta chọn =105(mm) b)Xác định các thông số ăn khớp: - Môđun m =(0,010,02). aW2 =(0,010,02).134 = 1,342,68 (mm). Theo bảng 6.8 ta chọn => m = 2 (mm). - Số răng bánh nhỏ : Chọn sơ bộ . Vì cặp bánh răng phân đôi nên β thuộc vào khoảng 30º ÷ 40º => lấy = 40 - Số răng bánh lớn => lấy =98 => tỉ số truyền thực sẽ là : Nhờ có góc β nên ta không cần phải dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục cho trước. - Góc prôfin gốc : = (theo TCVN 1065-71). - Góc prôfin răng : - Đường kính vòng lăn : - Chiều rộng vành răng : - Hệ số trùng khớp ngang: - Hệ số trùng khớp dọc : - Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở : c) kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Ứng suât tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau : Trong đó : ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp tra bảng 6.5[I]/97 ta được:ZM = 274 MPa1/3 : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Bánh răng không dịch chỉnh nên => : Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng : KH :Hê số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH=KHõ.KHỏ.KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp : với Vận tốc vòng của bánh răng 3 : : Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Tra bảng 6.13[I]106 => cấp chính xác của bánh răng là 9. Tra bảng 6.14[I]107 => : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, Tra bảng 6.7[I]98 => : Trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp và Tra bảng 6,15 => Tra bảng 6.16 => g0 = 73 => => => KH = KHb.KHa.KHV = 1,07.1,13.1,019 = 1,232 Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc : Tính : = 495,91.1.095.1=470,7 (Mpa) Vì v = 2,052 ZV = 1 Cấp chính xác động học là 9 => chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 => ; ZR = 0,95 ; KxH = 1. => = 495,91.1.095.1=470,7 (Mpa) Như vậy > => Do đó cần tăng thêm khoảng cách trục a và tiến hành kiểm nghiệm lại. Kết quả được Với a= 105 mm, =>Thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc d). Kiểm tra răng về 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 : ≤[F]3 ≤ [F]4 Trong đó: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: . Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : . ,: Hệ số dạng răng của bánh 3 và 4, phụ thuộc vào số răng tương đương Số răng tương đương : Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0. Tra bảng 6.18[I]/109 : và KF Hệ số kể đến tải trọng khi tính về uốn KF=.. + : Hệ số kể dến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, Tra bảng 6.7[I]/98: . + : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng không đồng thời ăn khớp, Tra bảng 6.14[I]/104: . + Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp : => => Hệ số tải trọng khi tính về uốn: ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động: • ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động: Þ Vậy bánh răng thoả mãn điều kiện độ bền uốn . e)Kiểm nghiệm răng về qua tải: Căn cứ vào sơ đồ tải trọng, ta nhận thấy khi làm việc răng có thể bị quá tải (lúc mở máy , hãm máy ..) với hệ số quá tải : = 1 • ứng suất tiếp xúc cực đại : = 470,7(MPa) < [sH]max = 1260 (MPa) => Thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt. • ứng suất uốn cực đại : (MPa) < [sF]3max = 464(MPa) (MPa) < [sF]4max = 360 (MPa) Thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng. Bảng thông số bộ truyền cấp chậm Thông số Giá trị đơn vị aw 105 mm yba 0,4 bw 42 mm Z3 40 Răng Z4 98 Răng um 2,45 m 2 mm d3 97,66 mm d4 239 mm dw3 60,86 mm dw4 186,7 mm da3 101,66 mm da4 241 mm df3 92,66 mm df4 234 mm PHẦN IV THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI A . TÍNH THIẾT KẾ TRỤC Chọn vật liệu: - Trục của HGT chỉ chịu tải trọng nhỏ, ta dùng thép CT45 tôi cải thiện σb = 600 Mpa, σch = 340 Mpa, ứng suất xoắn [T] = 20 – 30 Mpa. Tính thiết kế sức bền trục: Tải trọng tác dụng lên trục: Xác định chiều và trị số của các lực từ các bộ truyền bánh răng: Dựa vào các chiều quay của băng tải ta xác định được chiều quay của các bánh răng. Chọn chiều nghiêng của các bánh răng như hình là hợp lý bởi vì tổng lực dọc tác dụng lên ở trục II là nhỏ nhất. Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng nhanh: Ft1 = = = 1403,2 (N) Ft2 = = = 498,17 (N) Fr1 = = = 719,62 (N) Vì bánh răng trụ răng thẳng nên β = 0 Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng cấp chậm: Ft3 = Ft3’ = = 3682,45 (N) Fr3 = Fr3’ = = 1908,20,31 (N) Fr4 = Fr4’ = = 719,62 (N) Fa3 = Fa3’ = Ft3.tg β = 2578,48 (N) Lực tác dụng từ bộ truyền xích: Fr = Kx. Ft = 1881 (N) Tính sơ bộ trục: Đường kính trục được xác định xác định theo moment xoắn theo CT: d ≥ Trong đó T là moment xoắn của bộ truyền tác dụng lên trục [T] _ ứng suất xoắn cho phép [T] = 15 – 30 Mpa D1 ≥ = = 21.29 (mm) Làm tròn d1 = 25 (mm) D2 ≥ = = 30,37 (mm) Chọn d2 = 30 (mm) D3 ≥ = = 40,65 (mm) Chọn d3 = 40 (mm) Xác định lực giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. Dựa theo đường kính trục sơ bộ, ta sử dụng bảng 10.2 để chọn ổ lăn. d 25 30 40 b 17 19 23 Chiều dài mayơ đĩa xích và mayơ răng trục: L mhi = (1,2 – 1,5) dk L m33 = 1,4d3 = 70 Chọn L m33 = 60 (mm) L m14 = 1,4d1 = 35 Chọn L m14 = 35 mm L m23 = 1,4d2 = 42 Chọn L m23 = 42 mm l m22 = l m24 = 1,4d2 = 42 mm L m32 = 1,4d3 = 70 Chọn L m32 = 70 mm L m12 = L m13 = 1,4 d1 = 35 Chọn L m12 = L m13 = 35 mm Các kích thước liên quan tra bảng 10-3 (189) Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hay khoảng cách giữa các chi tiết quay K1 = 10 Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của HGT K2 = 10 Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ K3 = 15 Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông Kn = 18 Khoảng côngxon trên trục tính từ chi tiết ngoài hộp đến gối đỡ: LC12 = 0,5 (lm12 +b1) +k3 +kn = 0,5( 35 + 17) + 15 + 18 = 59 mm L32 = l22 = 0,5 (lm22 + b2) + k1 + k2 = 0,5( 50 + 21) + 10 + 10 = 50,5 mm L13 = l23 = l22 + 0,5 (lm22 + lm23 ) + k1 = 55,5 + 0,5( 50 + 50) + 10 = 92,5 mm L11 = l21 = l31 = 2l13 = 185 (mm) L24 = l33 = l23 + 0,5 (lm23 + lm24) + k1 = 2l23 - l22 = 2.115,5 – 55,5 = 134,5 mm LC11 = LC12 = 46,4 mm Xác định đường kính và chiều dài: Trục 1: Lực từ khớp nối tác dụng lên trục: Frk = (0,2 – 0,3) Ft với Ft = 2 T1/Dt Dt: Đường kính vòng tròn tâm các chốt nối vòng Dt = d1 = 25 (mm) Ft = 1403,52 (N) Frk = 0,3. 3682,06 = 926,328 (N) Đặt lực Frk theo phương x. Chiều ngược chiều Ft1 để làm tăng ứng suất và biến dạng trục. Các phản lực: Σ mA = 0 à - Yb.2l13 + Fr1.l13 = 0 YB = 359,81 (N) Σ Fy = 0 à -YA + Fr1 – YB = 0 à YA = 359,81 (N) Các phản lực: Σ mA = 0 à Ft1.l13 – XB.2l13 + Frk.l12 XB = 934,09 (N) Σ Fx = 0 à - Frk – XA – XB + Ft1 = 0 XA = -456,8 (N) Xác định đường kính trục tại các tiết diện: d = tra bảng 10.5 ta được = 50 (Mpa) Tại điểm bên trái A: M td = N.m M td=0 M td= = 33425 (Nmm) M td= =98359 (Nmm) Đường kính trục tiết diện j : à dA = = 20.49 Chọn dA = 20 mm d= 0 d= = 18,83 Chọn d= 20mm d= = 26,88 Chọn d= 25 mm b)Trục II Tính các lực và moment: Ma3 = Fa3.= 78464,14 (Nmm) Theo phương X: Σ mC = 0 à Ft22.55,5 + Ft23.115,5 + Ft24.175,5 - XD.231 = 0 à Xd = 4382,21 N ΣFX = 0 à XC + XD – Ft22 – Ft23 – Ft24 = 0 à XC = 4382,21 N Theo phương Y: Σ mC = 0 Ma22 + Fr23.115,5 – Fr22.55,5 – Ma24 – YD.231+ Fr24.175,5 = 0 YB = 1553,7 (N) Σ FY = 0 -YC + Fr23 – Fr22 +Fr24 –YD = 0 à YC = 1543,3 (N) Dựa vào các lực và moment ta vẽ được biểu đồ sau: Xác định đường kính trục: d ≥ ta có= 50 (Mpa) Mtd = 0 Mtd = Mtd = (Nmm) Mtd = 0 Mtd = (Nmm) Đường kính trục tiết diện j : d= d= 0 d22 = d24 = = 36,67 (mm) Chọn d22 = d24 = 35 mm d23 = = 37,7 Chọn d23 = 40 mm c)Trục III: Các lực và các moment tác dụng lên trục: Lực từ vít tác dụng lên trục là lực tâm tác dụng lên trục III theo phương Y Fr = 3430,55 (N) Theo phương X: Σ mE = 0 Ft32. 55,5 + Ft33.175,5 – XF.231 = 0 à XF = 3380,68 (N) ΣFX = 0 à - XE - XF + Ft32 + Ft33 = 0 à XA = 3380,68 (N) Theo phương Y: Σ mA = 0 Ma32 - Ma33 + Fr33.175,5 – Frx.285– YF.231+ Fr32.55 = 0 à YB = -2521,2 (N) ΣFY = 0 à YF + YE – Fr32 – Fr33 = 0 à YA = 2512,95 (N) Xác định đường kính trục d ≥ d3 ≥ 38,12 à = 50 (Mpa) Momen uốn tổng M: Mtd= 0 Mtd= = 313121 (Nmm) Mtd= 410950 (Nmm) Mtd= 471044 (Nmm) Đường kính trục tiết diện j : d= 0 d32 = = 43,4 (mm) Chọn d32 = 43 mm d33 = = 45,5 (mm) Chọn d33 = 45 mm DF= = 39,7 (mm) Chọn dF = 40 mm Kiểm nghiệm các trục: Khái niệm về độ bền mỏi: Kết cấu của trục đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện đảm bảo được những điều kiện sau: S = S σj. Sτj ≥ S Sσj = Sτj = [S] = 1,5 – 2,5 Trục I: Điểm C là điểm nguy hiểm nhất, nên kiểm nghiệm tại C Tính , Với thép CT45, có σb = 600 Mpa = 0,436. b = 261,6 (Mpa) = 0,58. = 151,72 (Mpa) Ψσ, Ψτ Tra bảng 10.7/196 Với σb = 600 Mpa, Ψσ = 0,05, Ψτ = 0 , , , các trục của HGT đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó: = 0, = Mj = Tại C: tra bảng 10.6/196 à trục I rãnh then Wc = - Tra bảng 9.1a/1973 Với d = dc = 35 mm à b = 10 mm Wc = - = 3566,38 σac = = =16,3 Khi trục I quay chiều = = = Tra bảng 10.6/196 Woc = - = 7775,63 mm = = = 1,15 Kσdj, Kτdj Kσdj = ( + Kx – 1). Kτdj = ( + Kx – 1). Kx: tra bảng 10.8/197 à Kx =1,06 Ky: chọn phương pháp lăn bi à Ky = 1,1 – 1,25 Зσ, Зτ: tra bảng 10.10/198 à Зσ = 0,88, Зτ = 0,81 Kσ, Kτ: tra bảng 10.12/199 Kσ = 1,76, Kτ = 1,54 = 2, = 1,9 Tra bảng 10.11 à =2,06, = 1,64 lắp kiểu kσ Chọn giá trị lớn hơn để tính Kσdc = ( + Kx – 1) ≥ =1,72 Kτdc = ( + Kx – 1) = = 1,63 à Sσc = = 9,29 Sτc = = 80,9 à S = = 9,227 [σ] à Trục T thỏa mãn điều kiện bền mỏi. Trục II Mặt cắt nguy hiểm tại D: = 261,6 (Mpa) = 151,72 (Mpa) Ψσ = 0,05, Ψτ = 0 Wd = - Tra bảng 9.1a à d = dD = 35, b = 10, t1 = 5 à Wd = - = 3564,25 σad = = =23,68 (Mpa) Khi trục II quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ = = = Tra bảng 10.6/196 Wod = - = 7771,36 (mm3) = = = = 3,88 (Mpa) Tra bảng 10.8/197 à Kx =1,06 Chọn phương pháp lăn bi à Ky = 1,1 – 1,25 Tra bảng 10.10/198 à Зσ = 0,88, Зτ = 0,81 Tra bảng 10.12 à Kσ = 1,76, Kτ = 1,54 = 2, = 1,9 Tra bảng 10.11/198 à =2,06, = 1,64 lắp kiểu kσ Ta chọn giá trị lớn hơn để tính Kσdc = ( + Kx – 1) ≥ =1,72 Kτdc = ( + Kx – 1) = = 1,63 à SσD = = 6,24 Sτd = = 23,99 à S = = 6,04 ≥ S à Trục II thỏa mãn điều kiện bền mỏi. Trục III: Điểm K là điểm nguy hiểm nhất à Kiểm nghiệm K có σb = 600 Mpa = 0,436. σb = 261,6 (Mpa) = 0,58. σ-1= 151,72 (Mpa) Tra bảng 10.7/196, ta có Ψσ = 0,05, Ψτ = 0 Các trục của HGT đều quay à ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng = = 0, = Tra bảng 10.6/196 à Wk = - Tra bảng 9.1a/173 à dk = 45 mm, = 14 mm, t1 = 5,5 mm Wk= - = 7606,76 σak = = = 26,1 (mm3) Khi trục III quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động = = = Tra bảng 10.6/196 Wok = - = 16548,4 mm = = = 4,97 Tra bảng 10.8 à Kx = 1,06, Ky = 1,1 – 1,25 Bảng 10.10 à Зσ = 0,83, Зτ = 0,77 Tra bảng 10.12 à Kσ = 1,76, Kτ = 1,54 = 2,12, = 2 Chọn giá trị lớn hơn để tính Kσdk = ( + Kx – 1) = =1,82 Kτdk = ( + Kx – 1) = = 1,72 à Sσk = = 5,51 Sτk = = 17,75 à S = = 5,26 ≥ [S] = 1,2 – 1,5 à Trục III thỏa mãn điều kiện bền mỏi. 2.Kiểm nghiệm về độ bền tĩnh Để đề phòng biến dạng dẻo quá lớn hoặc do quá tải đột ngột ta kiểm nghiệm Trục I Trục I thỏa mãn điều kiện bền tĩnh Trục II Trục II thỏa mãn điều kiện bền tĩnh Trục III Trục III thỏa mãn điều kiện bền tĩnh B. CHỌN THEN VÀ KHỚP NỐI Chọn then Chọn then bằng đầu tròn để lắp ghép trên trục Then phải thỏa mãn điều kiện sau: à HGT chịu tải trọng thay đổi Trục I có: then 12 có d = 26mm; then 23 có d = 35mm Trục II có: then 22 có d = 35mm; then 23 có d = 40mm Trục II có: then 13 có d = 40mm; then 33 có d = 30mm : chiều dài then: Trục Then Đường kính KT tiết diện then Chiều sâu rãnh BK góc lượn b h t1 t2 rmin rmax I 12 26 8 7 4 2.8 0.16 0.25 II 22 35 35 40 10 12 8 8 5 5 3.3 3.3 0.25 0.25 0.4 0.4 II 31 33 40 30 12 8 8 7 5 4 3.3 2.8 0.25 0.16 0.4 0.25 Thay số vào các công thức: Then 12 Then 22 Then 23 Then 31 Then 33 Vậy các then thỏa mãn điều kiện bền Tính chọn khớp nối: Khớp nối là chi tiết được tiêu chuẩn, vì vậy trong thiết kế thường dựa vào momen xoắn Tt được XD theo công thức sau đẩy để chọn kích thước khớp nối Tra bảng 16.1(II)/58 với máy công tác là băng tải, k = 1.5 Với đường kính trục động cơ ddc = 26mm Tra bảng 16.10(II)/68 à ta chọn các nối trục đàn hồi Tt < T = 63(MPa) d (mm) D (mm) dm (mm) L (mm) D0 (mm) Z nmax (v/p) B B1 l1 D3 l l2 26 100 50 124 71 6 5700 4 28 21 20 60 20 Tra bảng 16.10b(II)/69 à ta được các kích thước của vòng đàn hồi dc d1 D2 l l1 l2 l3 h 10 M8 15 42 20 10 15 1.5 Kiểm nghiệm ứng suất dập của vòng đàn hồi Kiểm nghiệm sức bền của chốt (với ) Khớp nối đã chọn là thỏa mãn Khớp nối đã chọn là thỏa mãn C.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ Ổ LĂN Ta chọn ổ lăn theo 2 chỉ tiêu + Khả năng tải dộng đề phòng tróc rổ các bề mặt làm việc + Khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư Chọn ổ lăn cho trục I Chọn loại ổ lăn: Tổng phản lực tác dụng lên ổ: à góc tiếp xúc à chọn ổ bi đỡ1 dãy Tra bảng p.27 à chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ nhẹ Các thông số sau: Khổ d D B=T r Đường kính bi C C0 206 30 62 16 1.5 9.52 15.3 10.2 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ Kiểm nghiệm khả năng tải động Chọn ổ có khả năng tải động, nhằm trách tróc rỗ bề mặt làm việc nhiều mỏi. Cd = Q * m = 3 à với ổ bi V = 1 Tra bảng 11.3 à kd = 1.3 Tra bảng 11.4/215 à à e= 0.19 X0 = 1, Y =0 Ta có: Fs0 = e*FR0 = 0.19*343.3 = 65.227N Fs1 = e*FR1 = 0.19*586.15= 111.37N FZ0 = Fs1 = 111.37 (N) FZ1 = Fs0 = 65.227 (N) Fa0 = 111.37(N) Fa1 = 111.37 (N) Tìm X,Y = = 0.32 < 0.19 = e = = 0.19 = e Tra bảng 11.4(I)/215 ta được X0 = 1, Y0 = 0 X0 = 0.56, Y0 = 1.99 Q0 = (X0*V* FR0 + Y0*Fa0) * Kt*Kd = (0.56*1*343.3+1.99*111.37)*1.3*1 = 538.07(N) Q1 = (X1*V* FR1 + Y1*Fa1) * Kt*Kd = (1*1*568.15+0*111.37)*1.3 = 738.6(N) Q1 > Q0 à chọn ổ 1 để kiểm nghiệm QE = Q* = 738.6 * = 682.4(N) Cd = QE * L = 60 * 10-6 * 1800 * n = 1420 * 60 * 10-6 * 1800 = 1533.6 Cd = QE * * 682.4 = 7869.4 (N) = 7.87 KN Cd = 7.87 KN < C = 15.8 KN Thỏa mãn điều kiện tải động b) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh : Nhằm tránh biến dạng dư bề mặt tiếp xúc Điều kiện: Qt < C Tra bảng 11.6 à X0 = 0.6; Y0 = 0.5 Qt = X0*FR1 + Y0*Fa1 = 0.6* 586.15 + 0.5 – 111.37 = 407.375 (N) = 0.407 (KN) < C0 = 10.2 (KN) Chọn ổ lăn cho trục II Tổng phản lực tác dụng lên mỗi ổ FR0 = = = 1620.8 (N) FR1 = = = 1617.43 (N) X0 = O0 à chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ nhẹ Tổng lực dọc trục Fa = 0 Ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ nhẹ Khổ d mm D Mm B = T Mm r mm dbi mm C KN Co KN 206 30 62 16 1.5 9.52 15.3 10.2 2. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ a) Kiểm nghiệm khả năng tải động: Cd = QE * m = 3 Lh = 1800 (giờ) Q = (X*V* FR + Y*Fa) * Kt*Kd V = 1 T < 105oC à Kt = 1 Kd = 1.3 Xo = 0 à e = 0.19 X = 1, Y = 0 Fs0 = e*FR0 = 0.19*1620.8 = 307.95 Fs1 = e*FR1 = 0.19*1617.43 = 307.31 FZ0 = Fs1 = 307.31 FZ1 = Fs0 = 307.95 Fa0 = Fa1 = 307.95 Tìm X, Y = = 0.189 < 0.19 = e = = 0.19 = e Tra bảng 11.4/215 X0 = 1, Y0 = 0 X0 = 0.56, Y0 = 2.3 Q0 = 1*1*1620.8 + 0*307.95 = 1.31 = 2107.04 Q1 = (0.56*1*1617.43 + 2.3*307.95)*1.3 = 2098.26 Q0 > Q1 à chọn ổ 0 để kiểm nghiệm QE = Q* = 2107.04 * = 1946.7(N) L = 60 * 10-6 * 1800 * 4.12 = 444.96 Cd = 1946.7* = 14861.84(N) = 14.86(KN) < 15.3 b) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Điều kiện: Qt C0 Tra bảng 11.6 à X0 = 0.6; Y0 = 0.5 Qt = X0*FR0 + Y0*Fa1 = 0.6*1620.8 + 0.5*307.95 = 1126.455(N) = 1.126 (KN) < C0 = 10.2(KN) Trục 2 thỏa mãn điều kiện III. Chọn ổ lăn cho trục III Chọn ổ lăn Tổng phản lực tác dụng lên mỗi ổ FR0 = = = 1780.72 (N) FR1 = = = 2140.76 (N) Tổng lực dọc trục Fa = 0 Góc tiếp xúc X0 = O0 à chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ nhẹ Ta có bảng thông số sau: Khổ d mm D mm B = T mm r mm dbi mm C KN Co KN 207 35 72 17 2 11.11 20.1 13.9 Đối với HGT không yêu cầu độ chính xác cao như các máy cơ khí Kiểm nghiệm khả năng tải a)Kiểm nghiệm khả năng tải động Tra bảng 11.4/215 à e = 0.19 chọn kiểu lắp 0 Fs0 = e*FR0 = 0.19*1750.72 = 338.33 Fs1 = e*FR1 = 0.19*2140 = 406.6 Tổng lực tác dụng lên ổ FZ0 = Fs1 = 406.6 (N) FZ1 = Fs0 = 338.33 (N) Fa0 = Fa1 = 406.6(N) Tra bảng 11.4/215 X0 = 1, Y0 = 0 X0 = 0.56, Y0 = 2.3 Q0 = (X0*V* FR0 + Y0*Fa0) * Kt*Kd = (1*1*1780.72 + 0*406.6)*1.3*1 = 2314.9(N) Q1 = (X1*V* FR1 + Y1*Fa1) * Kt*Kd = (1*0.56*2140.76 + 2.3*406.6)*1.3 = 2773.66(N) Q1 > Q0 à chọn ổ 1 để kiểm nghiệm QE = Q* = 2773.66 * = 2562.6(N) L = 60 * 10-6 * 1800 * 144 = 155.52 Cd = QE * =2562.6* = 13780.86(N) = 13.78(KN) < C0 = 13.9 (KN) Thỏa mãn điều kiện b) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Điều kiện: Qt C0 Tra bảng 11.6 à X0 = 0.6; Y0 = 0.5 Qt = X0*FR1 + Y0*Fa1 = 0.6*2140.76 + 0.5*406.6 = 1487.76(N) = 1.49 (KN) < C0 = 13.9(KN) Trục III thỏa mãn điều kiện PHẦN VI: THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC Tách thiết kế vỏ hộp Chọn bề mặt ghép nắp và thân Vỏ hộp GT được chế tạo bằng phương pháp đúc, vật liệu làm HGT là gang xám GX15-32 Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua đường tâm các trục vì khi đó lắp ghép các chi tiết sẽ thuận lợi hơn. Các kích thước cơ bản của vỏ hộp Vỏ hộp: Chiều dày thành hộp: = 0.03*a + 3 = 0.03*100 + 3 = 6 (mm) Chiều dày của nắp hộp: = 0.9* = 0.9*6 = 5.4 (mm) Gân tăng cứng: + chiều dày: e = 0.9 = 5.4(mm) + chiều cao: h = 40(mm) + độ dốc: 2o Đường kính: KT gối trục, tra bảng 18.2 (II)/88 theo D – đường kính lỗ lắp ổ lăn Trục D D2 D3 D4 h D4 Z I 62 70 90 52 8 M6 4 II 62 70 90 52 8 M6 4 III 72 90 115 65 10 M8 6 Bu long đền: d1 = 0.04*a + 10 = 0.04*100 + 10 = 14(mm) Chọn d1 = 20(mm) Bu long cạnh ổ: d2 = 0.8*d1 = 16(mm) Bu long ghép nắp bích và thân: d3 = 0.9*d2 = 14.4(mm) chọn d3 = 16(mm) Vít ghép nắp ổ: d4 = 0.6 d2 = 9.6(mm) chọn d4 = 10(mm) Vít ghép nắp cửa thăm: d5 = (0.50.6) d2 = (89.6) chọn d5=8(mm) Vít tra mỡ vào ổ: d6 = 10(mm) Mặt bích ghép nắp và thân Chiều dày bích thân hộp: S3 = (1.41.8) d3 = (1822) chọn S3 = 20(mm) Chiều dày bích nắp hộp: S4 = (0.91) S3 = 18(mm) Bề rộng bích nắp và thân: K3 = K2 - (35) Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ: K2 = F2 + R2 + (35) (mm) E2 = 1.6*d2 = 1.6*16 = 25.6(mm) chọn E2 =26 R2 = 1.3 d2 = 20.8(mm) chọn R2 = 21 K2 = 50(mm); K3 = 45(mm) Mặt đế hộp: Chiều rộng đế hộp: K1 = 3d1 = 60(mm) Khe hở giữa các chi tiết: Khe hở giữa BR và thành trong hộp chọn Khe hở giữa BR lớn và đáy hộp = chọn =40(mm) Giữa mặt bên các bánh răng với nhau Số lượng bulong nền: L: chiều dài hộp, sơ bộ lấy L = 900(mm) B: chiều rộng hộp, sơ bộ lấy B = 350(mm) à chọn Z = 6 b) Chốt định vị : Chọn loại chốt dịnh vị hình côn . Có các thông số sau : d = 5 (mm) ; C = 0,8; L= ( 16 ¸90) (mm) c) Que thăm dầu: d) Nút thông hơi Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp . A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27 X 2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 32 6 32 18 36 32 e) Nút tháo dầu d b m f L c q D S Do M16x1,5 12 8 3 23 2 13.8 26 17 19,6 f) Bôi trơn HGT : Dùng dầu công nghiệp để bôi trơn HGT , chọn độ nhớt của dầu ở 500c (1000c) để bôi trơn bánh răng là ( tra bảng (18.11[II]/100) Chọn loại dầu : Dầu công nghiệp 45 có độ nhớt confistooc ở 500c là ( 38-52) ; ở 1000c là lớn hơn 10 g)Bôi trơn ổ lăn : Bôi trơn ổ băng mỡ T , mỡ chứa khoảng 2/3 khoảng trống bộ phận ổ, nhiệt độ làm việc: ( 60 ¸ 100 )0c Lượng mỡ tra vào lần đầu: ổ I : G1 = 0,005.B.D = 0,005.21.80 = 8,4 (g) ổ II : G2 = 0,005.B.D = 0,005.27.110 = 14,85(g) ổ III : G3 = 0,005.B.D = 0,005.33.140 = 23,1 (g) TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] . Nguyễn Trọng Hiệp : Chi Tiết Máy , tập 1 và tập 2 Nhà xuất bản Giáo dục , Hà Nội 1999 [2] . Nguyễn Bá Dương, Nguyễn Văn Lẫm , Hoàng Văn Ngọc , Lê Đắc Phong Tập bản vẽ chi tiết máy Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp , 1978 [3] . Trịnh Chất , Lê Văn Uyển : Tính toán Thiết kế hệ dẫn động cơ khí , tập 1 và tập 2 Nhà xuất bản Giáo dục , 1999

Các file đính kèm theo tài liệu này:

  • docdo_an_chi_tiet_may_416.doc