Embed Size (px)
Citation preview
TRƯỜNG CĐ KINH TẾ - CÔNG NGHỆ TP.HCM KHOA CƠ KHÍ – XÂY DỰNG thành phố HCM ngày tháng năm
ĐỒ ÁN CHI TIÊT MÁY
1
B/PHẦN THUYẾT MINH
PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC1 .1/ Chọn động cơ. 1.1.1/ Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ.
Công suất trên trục công tác:
Pct=
Công suất yêu cầu trên trục động cơ:Pyc=Pct/.
Trong đó: là hiệu suất truyền động. :Hệ số thay đổi tải trọngHiệu suất truyền động:
= xích..mổlăn.k
bánhrăng .khớp nối.m: số cặp ổ lăn (m=4)k: số cặp bánh răng (k=2);tra bảng 2.3 TTTKHĐCK ta có hiệu suất của bộ truyền xích để hở: xích.=0,93hiệu suất của các cặp ổ lăn: ổlăn.=0,995hiệu suất của các bộ truyền bánh răng trụ : bánhrăng =0,97hiệu suất của nối trục đàn hồi: khớp nối=0,99vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống là
=0,93.0,9954.0,972.0,99=0,849Hệ số thay đổi tải trọng:
=
Công suất yêu cầu trên trục động cơ là: Pyc=Pct/=0,906.2,55/0,849=2,721(Kw).
1.1.2. Xác định tốc độ vòng quay đồng bộ của trục động cơ:Số vòng quay trên trục công tác:
nct=
trong đó: v là vận tốc băng tải, D là đường kính tang.số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb=nct.usb= nct.ux(sb) .uh(sb)
với .ux(sb) là tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài (bộ truyền xích)chọn ux(sb)=3 ( tra bảng 2.4 Tr21)
uh(sb) là tỷ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc.uh(sb)=u1.u2=18 (tra bảng 2.4 Tr21)
vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ:nsb=nct.usb= nct.ux(sb) .uh(sb)=26,044.3.18=1406,4(vòng/phút)
2
1.1.3. Chọn động cơ:
động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện: : Pđc Pyc , nđc nsb và
tra bảng P1.3 Tr 237 ta chon động cơ có ki hiệu 4A100S4Y3 có:công suất: Pđc=3Kwvận tốc : nđc=1420vòng/phútcosφ=0,83hiệu suất: %=82tỷ số:Tmax/Tdn=2,2và TK/Tdn=2,0>Tmm/T1=1,3đường kính trục động cơ : dđc=28 mm
1.2. Phân phối tỷ số truyền.Tỷ số truyền chung:uc=nđc/nct=1420/26,044=54,523.
Chọn ung=3 uh=54,523/3=18,174.Ta có: uh=u1.u2.Trong đó: u1 là tỷ số truyền cấp nhanh, u2 là tỷ số truyền cấp chậmPhân phối tỷ số truyềng theo nhiều chỉ tiêu, từ đồ thị bên dưới ta chọn được:
u1=5,7 u2=3,188ux=3
1.3. Tính các thông số.1.3.1.Số vòng quay:
nđc=1420(vòng/phút) n1=1420(vòng/phut) n2=n1/u1=1420/5,7=249,12 (v/p)n3=n2/u2=249,12 /3,188=78,143(v/p)
n =n3/ung=78,143/3=26,05(v/p)Sai số tốc độ quay của dộng cơ
3
Công suất của các trục công tác, trục 1, trục 2, truc 3.
Pct = =2,55 kW ;
kW ;
kW;
kW;
Công suất thực của động cơ phát ra trong quá trình làm việc:
Ta thấy công suất động cơ phát ra trong thực tế lớn hơn không đáng kể so với công suất định mức của động cơ.1.3.2. Mômen của động cơ, các trục 1 , 2, 3 và của trục công tác.
Tđc = 9,55. 106. N.mm.
TI’ = N.mm.
TII = N.mm.
TIII = 9,55. 106. N.mm.
Tct = 9,55. 106. N.mm.
Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau:
PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY.2.1 TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC2.1.1. Chọn vật liệu:
TrụcTh.số
T.S truyền
Động cơ I II III Công tác
1 U1 = 5,7 U2= 3,188 Ux=3
P(kW) 3,005 2,96 2,856 2,756 2,55n (vg/ph) 1420 1420 249,12 78,143 26,05T(N.mm) 20210 9953,5 109484,6 336815,8 934836,9
4
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế,thuận tiện trong việc gia công chế tạo , ở đây ta chọn vật liệu làm các bánh răng như nhauVới Cụ thể chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện
Bánh nhỏ : HB=241…285 có Chọn HB1=250Bánh răng lớn :
Chọn HB2=235
2.1.2.Ứng suất cho phép2.1.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép [σF]
theo công thức 6.1 và 6.2:
Trong đó:ZR -hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việcZv - hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăngYR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răngYS –hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suấtKxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ
KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, do tải một chiều nên KFC=1SH, SF –hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. tra bảng 6.2 ta có : SH=1,1; SF=1,75.
-Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở
Ta có
5
.
KHL, KFL -hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4:
mH, mF-bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn. Vì HB < 350: mH = 6, mF = 6.NHO, NFO – số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
NFO=4.106.NHE, NFE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.Do tải trọng thay đổi nên ta có:
NHE =60c (Ti/Tmax)3niti
NHE =60cni/uj. ti (Ti/Tmax)3ti/tck
NFE =60c (Ti/Tmax)6niti
NFE =60cnj/uj. ti (Ti/Tmax)6ti/tck
c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1)ni- số vòng quay trục thứ j trong 1 phút ở chế độ thứ iti- thời gian làm việc ở chế độ thứ iIh= ti - Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ) . Ih=11500h
Với bộ truyền cấp nhanh bánh trụ răng nghiêng.Ta có:
>NHO1=1,71.107 do đó KHL1=1
ứng suất tiếp xúc ( sơ bộ) cho phép :. KHL1/SH
Với SH= 1,11sb=570.1/1.1=518,2 MPa2sb=540.1/1.1=490,9 MPa
Suy ra m12=( 1sb+ 2sb)/2=(518,2+490,9)/2=504,55 MPaTa thấy m12<1,25 2 =613,625
6
do đó KFL1=1
ứng suất uốn ( sơ bộ) cho phép. KFL/SF
1sb=450.1/1,75=257,14 MPa2sb=423.1/1,75=241,7 MPa
Tương tự với bộ truyền cấp chậm , bánh trụ răng thẳng, ta có:
do đó KHL2 =1;ứng suất tiếp xúc (sơ bộ)cho phép :
. KHL2/SH
3sb=570.1/1,1=518,2 MPa4sb=540.1/1,1=490,9 MPa
Suy ra m34=( 3sb+ 4sb)/2=(518,2+490,9)/2=504,55 MPaTa thấy m34<1,25 4 =613,625
do đó KFL2=1ứng suất uốn ( sơ bộ) cho phép:
. KFL2/SF
3sb=450.1/1,75=257,14 MPa4sb=423.1/1,75=241,7 MPa
2.1.2.2.Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
2.1.2.3.Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: 1max= 3max=0,8 ch1=0,8.580=464 MPa 2max= 4max=0,8 ch2=0,8.450=360 MPa
2.1.3. Truyền động bánh răng trụ2.1.3.1. Đối với cấp nhanh.2.1.3.1.1. Các thông số cơ bản của bộ truyền. Khoảng cách trục aw1
7
Theo công thức (6.15a):
là mômen xoắn trên trục công tác tương ứng với một cặp bánh răng của bộ
phân đôi. =9953,5(Nmm)
- ứng suất tiếp xúc cho phép.Ka,– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.
tra Bảng 6.5 ta có: Ka=43; Kd=67,5-hệ số chọn theo bảng 6.6: .chọn =0,3
- hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi
tính theo sức bền tiếp xúc . Chọn theo bảng 6.7 với =0,53.0,3.(5,7+1)=1.06Chọn được =1,15
Chọn aw=100 mm Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ dw1:
dw1=2.aw/(u1+1)=2.100/(5,7+1)=29,85 (mm)
2.1.3.1.2.Các thông số ăn khớp.- Xác định môđun m:
= 1 2Theo bảng 6.8: Chọn m12=1,25.
-Xác định số răng , góc nghiêng Do vị trí đặt các bánh răng đối xứng để lực dọc trục bị triệt tiêu.Do đó, ta chọn góc nghiêng =400.Công thức 6.31 ta có:
số răng bánh nhỏ:
Chọn Z1=20 (răng)Số răng bánh lớn
=5,7.20=114(răng)Chọn z2= 115 răngZt1=Z1+Z2=20+115=135Tỷ số truyền thực:
8
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:dw1=2aw/(u1+1)=2.100/(5,75+1)=29,63mm;
Tính lại góc :
=32028’
2.1.3.1.3 .kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Công thức 6.33:
ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răngBảng 6.5: Zm = 274[MPa]1/3
.ZH –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
- Góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở.
ở đây : αt –góc profil răng. αtw là góc ăn khớp. đối với bánh răng nghiêng, không dịch chỉnh ta có
Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số trùng khớp dọc tính theo công thức:
; với bw là bề rộng vành răng.
Khi đó theo công thức (6.36c):
.
và hệ số trùng khớp ngang εα có thể tính gần đúng theo công thức:
9
KH –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc
Với là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. (tra bảng 6.7).
=1,13 -hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng do các đôi răng cùng ăn khớp. tra bảng (6.14).
- hệ số kể đến tải trọng động tác dụng lên vùng ăn khớp.Công thức 6.41:
.v-vận tốc vòng, tính theo công thức: v=πdw1n1/60000 (m/s)v=3,14.29,63.1420/60000=2,2m/s
-hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.Tra bảng 6.15: =0,002.
go-hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng tra bảng 6.16, với vận tốc vòng v=2,2 (m/s) ta chọn cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9. ( tra bảng 6.13)
ta có: go = 73.(bảng 6.16)
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;Với v=2,2(m/s) <5 m/s ta có Zv=1Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra=2,5..1,25 , do đó :ZR=0,95; với da< 700mm suy ra KxH=1Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức 6.1
504,55.0,95.1.1=479,32Ta thấy H< do vậy bánh răng đủ bền.
10
2.1.3.1.4. kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .Công thức 6.43:
trong đó
(hệ số kể đén sự trùng khớp, với εα là hệ số trùng
khớp ngang).
(hệ số kể đến độ nghiêng của răng).
- hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương
.
Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x=0, ta có:
- hệ số tải trọng khi tính về uốn..
- hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính bảng 6.7: =1,32.
- hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng đồng thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm việc êm là 9, ta có: =1,37.
- hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp:
.
. (bảng 6.15).. (bảng 6.16).
v=2,2 (m/s)
11
Vậy:
Và:
Với m = 1,25, YS = 1,08- 0,0695ln1,25 = 1,065Chế tạo bánh răng bằng dao phay nên YR = 1Do da < 400mm nên KxF = 1 khi đó
F1=60MPa < [F1]1 = 274 Mpa; và F2=57,3MPa < [F2]2 = 257,4 Mpa
Do vây bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn.
2.1.3.1.5 .Kiểm nghiệm về quá tải: Ứng suất tiếp cực đại:
Công thức 6.48:
- hệ số quá tải :
Ứng suất uốn cực đạicông thức 6.49:
2.1.3.1.6 . Các thông số hình học và kích thước bộ truyền cấp nhanh : - Khoảng cách trục: aw1 =100[mm].- Mô đun pháp: m12 = 1,25.- chiều rộng vành răng: bw =30[mm].- Tỉ số truyền : um12 = 5,75.- Góc nghiêng của răng: = 32028’.- Số răng các bánh răng: z1 = 20 ; z2 = 115- Hệ số dịch chỉnh: x1 = 0 ; x2 = 0.
Theo bảng 6.11:- Đường kính vòng chia :
12
-Đường kính vòng lăn:dw1=2aw1(um12+1)=2.100/(5,75+1)=29,63 mmdw2=dw1.um12=170,37 mm
- Đường kính đỉnh răng :
- Đường kính đáy răng:
-Đường kính vòng cơ sở:db1=d1cosα=29,63.cos200=27,843 mmdb2=d2cosα=170,37.cos200=160,095 mm
-Góc profil gôc: α= 200;-Góc profil răng: αt= 23020’-Góc ăn khớp: αtw= 23020’-Hệ số dịch chỉnh xt1=xt2=0
2.1.3.2. Đối với cấp chậm.( Bánh răng thẳng)2.1.3.2.1. Các thông số cơ bản của bộ truyền. Khoảng cách trục aw2
Theo công thức (6.15a):
T2=109484,6 (Nmm); và tra Bảng 6.5 ta có: Ka=49,5; -hệ số chọn theo bảng 6.6: .chọn =0,5
- hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi
tính theo sức bền tiếp xúc . Chọn theo bảng 6.7 với
Chọn được =1,035
Chọn aw2=140 mm Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ dw3:
dw3=2.aw2/(u2+1)=2.140/(3,188+1)=66,86 (mm) Đường kính vòng lăn bánh răng lớn dw4:
13
dw4= dw21.u2=66,86.3,188=213,15
2.1.3.1.2.Các thông số ăn khớp.- Xác định môđun m:
m34=(0,01 0,02) aw2 =1,40 2,80Theo bảng 6.8: Chọn m34=2.
-Xác định số răng Công thức 6.31 ta có:
số răng bánh nhỏ:
Chọn z3=33(răng)Số răng bánh lớn
Z4=u2.Z3=3,188.33=105,2(răng)Chọn z4=105 răngZt2=Z3+Z4=33+105=138Tỷ số truyền thực:
Sai lệch tỷ số truyền :
Tính lại khoảng cách trục aw:aw2 = m34.(Z3+Z4)/2 = 2.138/2 =138 mm
chọn aw2=140 mmĐể đảm bảo khoảng cách trục aw2=140 mm ta phải cắt răng có dịch chỉnh .
hệ số dịch tâm y:y= aw2/m-0.5.Zt=140/2-0.5.138=1
hệ số ky: ky=1000y/Zt=1000.1/138=7,2.Từ ky ta tra bảng 6.10a được kx=0,449
kx=1000Δy/Zt Δy=0,449.138/1000=0,062Tổng hệ số dịch chỉnh xt=y+ Δy=1+0,062=1,062Hệ số dịch chỉnh bánh răng 3 và bánh răng 4:
x3=0,5[xt-(Z4-Z3)y/Zt]= 0,5[1,062-(105-33).1/138]=0,27x4=xt-x3=1,062-0,27=0,792
góc ăn khớp:cosαtw=ztm34cosα/(2aw)=138.2.cos200/(2.140)=0,9263
αtw=2208'
2.1.3.1.3 .kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
14
Công thức 6.33:
ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răngBảng 6.5: Zm = 274[MPa]1/3
.ZH –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
- Góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở.=0 =0
ở đây : αt –góc profil răng. αtw là góc ăn khớp.
Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số trùng khớp dọc .
=0 ; với bw là bề rộng vành răng.
bw3= .aw2=0,5.140=70Khi đó theo công thức (6.36a):
.Với εα -hệ số trùng khớp ngang ,có thể tính gần đúng theo công
thức:
KH –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc
Với =1,035 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. (tra bảng 6.7).
=1,13 -hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng do các đôi răng cùng ăn khớp. tra bảng (6.14). với vận tốc vòng v, tính theo công thức:
v=πdw3n1/60000 (m/s)v=3,14.66,86.249,12/60000=0,872m/s
- hệ số kể đến tải trọng động tác dụng lên vùng ăn khớp.Công thức 6.41:
T2-momen xoắn trên trục 2. T2=109484,6(Nmm)
15
.-hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.
Tra bảng 6.15: =0,002.go-hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng
tra bảng 6.16, với vận tốc vòng v=0,872 (m/s) ta chọn cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9. ( tra bảng 6.13)
ta có: go = 73.
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;Với v=0,872(m/s) <5 m/s ta có Zv=1Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra=2,5..1,25 , do đó :ZR=0,95; với da< 700mm suy ra KxH=1; Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức 6.1
504,55. 0,95.1.1=479,3MPaTa thấy H< 34 do vậy bánh răng đủ bền theo độ bền tiếp xúc.
2.1.3.1.4. kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .Công thức 6.43:
trong đó
(hệ số kể đến sự trùng khớp, với εα là hệ số
trùng khớp ngang). (hệ số kể đến độ nghiêng của răng).
- hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng Z3, Z4
Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x3=0,27;x4=0,79 ta có:
- hệ số tải trọng khi tính về uốn..
16
- hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính tra bảng 6.7 với ψbd=1,11: =1,065.
- hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng đồng thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm việc êm là 9, ta có: =1,37.
- hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp:
.
. (bảng 6.15).. (bảng 6.16).
v=0,872 (m/s)
Vậy:
Và:
Với m = 2, YS = 1,08- 0,0695ln2 = 1,032Chế tạo bánh răng bằng dao phay nên YR = 1Do da < 400mm nên KxF = 1 khi đó F3=98,4MPa < [F]3 = 265,4 Mpa; và F4=95,5MPa < [F]4 = 249,4 MpaDo vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn.
2.1.3.1.5 .Kiểm nghiệm về quá tải: Ứng suất tiếp xúc cực đại:
Công thức 6.48:
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng = 479,3MPa;
17
- hệ số quá tải :
Ứng suất uốn cực đạicông thức 6.49:
2.1.3.1.6 . Các thông số hình học và kích thước bộ truyền cấp chậm: - Khoảng cách trục: aw = 140[mm].- Mô đun pháp: m =2.- chiều rộng vành răng: bw =70[mm].- Tỉ số truyền : um = 3,182.- Góc nghiêng của răng: = 00.- Số răng các bánh răng: Z3 = 33 ; Z4 = 105.- Hệ số dịch chỉnh: x3 = 0,27 ; x4 = 0,79.
Theo bảng 6.11:- Đường kính vòng chia :
d3=m34.Z3=2.33=66 mmd4=m34.Z4=2.105=210 mm
-Đường kính vòng lăn:dw3=2aw2(um34+1)=2.140/(3,182+1)=66,954 mmdw4=dw3.um34=213,048 mm
- Đường kính đỉnh răng :
- Đường kính đáy răng:
-Đường kính vòng cơ sở:db3=d3cosα=66.cos200=62,02 mmdb4=d4cosα=210.cos200=197,335 mm
-Góc profil gôc: α= 200;-Góc profil răng: αt= 200
-Góc ăn khớp: αtw= 2208’-Hệ số dịch chỉnh xt3=0,27;xt4=0,79.
Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền:Các thông số cơ bản của
bộ truyền bánh răngKý hiệu Bộ truyền cấp nhanh Bộ truyền cấp chậm
Bánh chủ động
Bánh bị động
Bánh chủ động
Bánh bị động
Modul.Số răngHệ số chiều rộng vành răng
mz
1.25200,3
1.251150,3
2330,5
21050,5
18
Chiều rộng vành răngĐường kính vòng chiaĐườn kính vòng lănĐường kính đỉnh răngĐường kính chân răngĐường kính vòng cơ sởGóc nghiêng của răngHệ số dịch chỉnh
bw
ddw
da
df
db
xt
3029,6329,6332,1326,50527,84332028’
0
30170,37170,37172,87167,245160,09532028’
0
7066
66,95470,83262,0862,02
00,27
70210
213,048216,912208,16197,335
00,79
2.1.4 Sơ đồ đặt lực chung:
Ft
Ft4
Ft3
Ft1 F't1x
y
z
O
F't2
F'a2
F'a1
Fa2
Fa1
Ft2
F'r1
F'r2
Fr1
Fr2Fr3
Fr4
v
F
Đối với bộ truyền phân đôi cấp nhanh, ta có Fa1+F’a1=0 và Fa2+F’a2=0 Nghĩa là lực dọc trục bị triệt tiêu.2.2 TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH
19
Các thông số ban đầu:P3=2,756; n3=78,143 vòng/phút; T3=336815,8
2.2.1. Chọn loại xíchVì tải trọng không lớn, và vận tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống con lăn. Xích ống con lăn có độ bền cao hơn xích ống và dễ chế tạo hơn xích răng. Được dùng rộng rãi trong kỹ thuật.
2.2.2. Các thông số của bộ truyền xích.Với tỷ số truyền của bộ truyền xích ux=3, ta chọn số răng đĩa xích nhỏ là: Zx1 = 25 Do đó số răng đĩa xích lớn : Zx2= ux.Zx1 = 3. 25 = 75 Zxmax =120(thỏa mãn điều kiện xích ăn khớp đúng)Theo công thúc ( 5.3 ) điều kiện đảm bảo chỉ tiâu về độ bền mòn của bộ truyền xích : Pt=P.k.kn. .kz [P]Trong đó :P: công suất cần truyền qua bộ truyền xích .P=2,765 (kw) Theo công thức (5.4) ta cók = kđ.k0.ka.kđc.kbt.kc : trong đó
kđ: hệ số tải trọng động. Kđ = 1 (tải trọng êm ) k0 : hệ số ảnh hưởn của kích thước bộ truyền.k0=1 (do đường nối tâm các
đĩa xích trùng với phương ngang)ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;ka =1;
(chọn a=40p)kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích ; kđc =1 ( điều chỉnh bằng
một trong các đĩa xích)kbt hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn . kbt =1,3 (môi trường làm việc có
bụi, bôi trơn đạt yêu cầu)kc : hệ số kể đén chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 (làm việc 2 ca) k = 1. 1. 1. 1. 1,3. 1,25 = 1,625kn : hệ số vòng quay, số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ. Chọn :n03=50vg/ph kn=n03/n3=50/78,143 = 0,64kz : hệ số răng , với Zx1=25 kz= 25/Zx1 = 1
Như vậy ta có : Pt = 2,756.1,625.0,64.1= 2,87 kWTra bảng 5.5 tttk hdđck T1, với n01 =50 vòng/phút.chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích p = 25,4 mm đường kính chốt dc=7,95mm chiều dài ống :B=22,61 mm Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt [P]=3,20 kWĐồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p pmax
Khoảng cách trục sơ bộ: a=40p=40.25,4=1016 mm
20
Theo công thức 5.12 số mắt xích:
X=
Lấy số mắt xích chẵn : Xc = 132 Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13:
a*=
a*= 1021,4mm
để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng a = (0,002 0,004)a = (0,002. 1021,4 0,004.1021,4)=2,0 4,1 mm Chọn a =3,4mm .Vậy lấy khoảng cách trục : a = 1018 mmSố lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14):
i = imax=30 (bảng 5.9)
2.2.3.Tính kiểm nghiệm xích về độ bền.Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn khi mở máy và chịu
va đập khi vận hành)Theo công thức (5.15) :
S = [S]
Trong đóTheo bảng ( 5.2 ) tttk hdđ ck T1, ta có: Q = 56,7 kN ; q1 = 2,6 kg ;Hệ số tải trọng động: kđ = 1,2 do Tmm = 1,3.T1;Ft –lực vòng ;
v = = 0,827 m/s
Ft =1000P/v = 1000.2,756/0.827 = 3332,5 NFv :lực căng do lực li tamm gây ra: Fv = q.v2= 2,6. 0,8272 = 1,778NF0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :F0 = 9,81.kf .q.a = 9,81.6.2,6. 1,018 = 156 N(hệ số võng : kf = 6 do bộ truyền nằm ngang)
Do đó: S = =
S >[S] = 8,2 (theo bảng 5.10)Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền
2.2.4. Đường kính đĩa xíchTheo công thức ( 5.17 ) và bảng (3.4),Đường kính vòng chia:
21
d1 = mm
d2 = mm
đường kính vòng đỉnh đĩa xíchda1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/25)] = 213,76 mm da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/75)] = 618,73 mm
đường kính vòng chân đĩa xíchdf1 = d1- 2r = 202,66 –2. 8,0297 = 184,6 mmdf2 = 606,56 – 2.8,0297 = 590,6 mm(với r = 0,5025dl + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,0297 mm và dl=15,88 mm (bảng 5.2)
Các kích thước còn lại tính theo bảng (13.4)
-Kiẻm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:Theo công thức (5.18) :
H1= 0,47
Trong đó[H ]- Ứng suất tiếp xúc cho phépChọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện ta có :[H]=600 Mpa Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.78,143.25,43.1 = 1,665N Hệ số tải trọng động : Kđ=1 (bảng 5.6) Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,41(vì Z1 =25 )Diện tích bản lề : A = 180 mm2 (tra bảng (5.12)với xích ống con lăn một dãy)Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa
=593,5
H1 <[H] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc .Tương tự cho đĩa xích 2 với cung vật liệu và chế độ nhiệt luyện. Hệ số ảnh hưởng của số rang đến đĩa xích Kr=0,21 Ta có:
=425 MPa<[H]
Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc
2.2.5. lực tác dụng lên trụcTheo công thức (5.20):Fr = kx.Ft =1,15.3332,5 = 3832,4 N(kx= 1,15 - do bộ truyền năm ngang );
2.2.6.Các thông số của bộ truyền xích :Khoảng cách trục : a=1018 mm ;
22
Bước xích : p = 25,4 mmSố răng đĩa xích : Zx1=25 ; Zx2 = 75 ;Số mắt xích : Xc=132
2.3.CHỌN KHỚP NỐI.2.3.1.Mô men xoắn cần truyền: T=Tđc=20210 Nmm=20,21Nm;
Mômen tính Tt=k.T=1,25.20,21=25,26Nm. Trong đó (k là hệ số tải trọng động chọn theo bảng 9-1)
2.3.2. Chọn nối trục.Do trục động cơ nối với trục 1 bằng khớp nối, do vậy đường kính trục 1 phải lấy tối thiểu bằng (0,8…1,2)dđc=(0,8…1,2)28=22,4…33,6.Do vậy ta chọn nối trục có các thông số kích thước chủ yếu sau :Mômen d D d0 l C Chốt vòng đàn
hồinmax
xoắn Không quá
dc lc Ren Số chốt
Z
Đk ngoài
Chiều dài toàn
bộ lv
(v/ph)
20,21 18 90 20 51 2 10 19 M8 6 19 15 5600
2.3.3. Chọn vật liệu:Nối trục làm bằng gang CЧ21-40; chốt bằng thép 45 thường hóa, vòng đàn hồi
bằng caosu.ứng suất dập cho phép của vòng caosu:[σ]d=2 (N/mm2)ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]u=60(N/mm2)
2.3.4. Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu:
; trong đó D0=D-d0-15
2.3.5. Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt:
2.4 TÍNH TRỤC2 .4.1 . Thiết kế trục 2.4.1.1. chọn vật liệu Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi có b= 850 MPa. Ứng suất xoắn cho phép [] = 15..30 Mpa
23
2.4.1.2. Xác định sơ bộ đường kính trụcTheo công thức (10.9) đường kính trục thứ k với k =1..3;
(mm)
=> (mm)
Chọn d1sb=25mm .theo bảng (10.2) , ta được chiều rộng ổ lăn b10=17mm.
=> (mm)
Chọn d2 = 35, tra bảng (10.2) ta được chiều rộng ổ lăn: b20 = 21mm.
=> (mm)
Chọn b30=45, tra bảng 10.2 ta có chiều rộng ổ lăn b30 = 25 mm.
2.4.1.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực:
24
l33
l32
l31lC33
lm22
lm23
b23
l22
l23
l24
21
lm33
lm24
(Sơ đồ tính khoảng cách )
Trị số các khoảng cách:Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng
cách giữa các chi tiết quay: k1=10 mm;Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2=15 mm;Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=10mm;Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=15…20mm
Với các ký hiệu: k: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc. i: số thứ tự của các tiết diện trên trục trên đó lắp các chi tiết tham gia truyền tải trọng.lki: khoảng cách từ các gối đỡ 0 và 1 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k;lk1: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k;lmki: chiều dầy moay ơ của chi tiết quay thứ i
25
bki: chiều rộng vành răng thứ i trên trục thứ k;lcki: khoảng côngxôn trên trục thứ k
lcki = 0,5.( lmki +b0) + k3 + hn (Với chiều dài moay ơ đĩa xích: lm33=(1,2…1,5)d3=>lm33=60 mm; Chiều dài moay ơ nửa khớp nối lm=(1,4…2,5)d1 =>lm14=50mm; (b0 là chiều rộng ổ tra theo đường kính trục trung gian);Chiều dài moay ơ bánh răng trụ: lm=(1,2…1,5)dk lm12 = lm13 = 35 mm, lm22 = lm24 = 45 mm, lm23 = 70mm; lm32 =70 mm => lc14 = -(0,5.( lm14 +b20) + k3 + hn )= -(0,5(50+21)+10+15)= -60,5mm
lc33 = -( 0,5.( lm33 +b20) + k3 + hn ) = -(0,5(60+21)+10+15)= -65,5mm
Từ sơ đồ tính khoảng cách ứng với hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi cấp nhanh và bảng 10.4 ta có: - Trục 2: l22 = 0,5.(lm22 + b0) + k1 + k2 = 0,5.(45 +21)+10+15=58=>l22 =58mm l23=l22+0,5.(lm22+lm23)+k1= 58+0,5.(45+70)+10 =125,5mm l24 = 2l23 - l22 = 2.125,5-58=193mm; l21 = 2l23= 251mm - Trục 3: l32 = l23 =125,5mm ; l31 = l21 = 251mm ; l33 = l31 + lc33 = 251+65,5=316,5mm; 2.4.1.4.Xác định trị số và chiều các lực tác dụng lên trụcTa có sơ đồ đặt lực như hình vẽ:Chọn hệ tọa độ như trên hình vẽ. Theo các thông số tính toán , lực do bộ truyền xích tác dụng lên trục 3 có chiều ngược với phương Oy, có giá trị:Ft =1000P/v = 1000.2,756/0.827 = 3332,5 N 3333N; Các thành phần lực tác dụng lên các chi tiết được biểu diễn trên hình vẽ:Lực tác dụng của khớp nối trục đàn hồi gây ra : Fx14=(0,2 0,3)Fr ; Fr=2T1/D0, có phương trùng với phương Ox . D0 là đường kính vòng tròn đi qua tâm các chốt. Tra bảng 16.10a ta có D0=50mm ; => Fx14 = 80…119N=> Fx14=100 N
26
F
v
O
z
Fy31
y
x
Fx21
Fx31
Ft
Fx30 Fy32
Fx23
Fx32
Fx14
Fy24
Fx24
Fx11
Fy11
Fz13
Fy13
Fx13
Fz24
Fy23Fy22
Fx22
Fz22
Fy12
Fx12
Fz12
Fx10
Fy10
Fx20Fy20 Fy21
Fy30
Lực tác dụng khi ăn khớp của các bộ truyền được chia thành 3 thành phần : Fx: Lực vòng Fy: Lực hướng tâm. Fz: Lực dọc trụcTrong đó Với trục 1:
Fx12= Fx13=
Fy12 = Fy13 =
Fz12 =- Fz13 =
27
Với trục 2:Fx22 =Fx24 = - Fx12 = 672 N;
Fy22 =Fy24 = - Fy12 = 344N; Fz22 = -Fz24 = - Fz12 = -428 N;
3270N;
;Với trục 3:
Fx32 = - Fx23 = -3270 N; Fy32 = - Fy13 = - 1330 N;
Ft=3333N
2.4.1.5. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục.
Tính phản lực tác dụng lên các gối đỡ.
Với trục 1: do các bánh răng bố trí đối xứng trên trục, nên ta có:
Fx11= =720N
Fx10 = =672+672-720-200=424N
Từ đó ta có biểu đồ mônem uốn và các kích thước sơ bộ của trục 1
28
x
y
O
z
Fy10
Fx10
Fz12
Fy12 Fy13
Fz13
Fx14
Fx12 Fx13
Fy11
Fx11
19950Nmm
12100Nmm
13610Nmm
9953,5Nmm
19907Nmm
l14
l12
l13
l11
41810Nmm48290Nmm
Mx
My
T
Mômen tổng uốn và mômen tương đương Mtđkj ứng với các tiết diện. =12100Nmm;
Mtđ11=0;
Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng khi tính sơ bộ. với =67N/mm2
29
Do trục 1 nối với động cơ thông qua nối trục vòng dàn hồi, trục động cơ có đường kính 28mm, nên ta phải chọn trục có đường kính d>0,8dđc 22mm. mặt khác, đường kính vòng chân răng của các bánh răng chủ động cấp nhanh df=26,505 mm.Vì vậy các bánh răng này sẽ là các bánh răng liền trục.
Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng là: d10=d11=25 mm; d12=d13=26mm và d14 =dkn 22mm
Khi lắp khớp lên trục ta sử dụng then bằng để truyền mômen xoắn Khi đó, theo TCVN 2261- 77 ta có thông số của các loại then được sử dụng như sau:
Tiết diện
Đường kính trục
Kích thước tiết diện
Chiều sâu rãnh then
Bán kính góc lượn của rãnh
b h t1
t2 Nhỏ nhấtLớn nhất
1-4 22 6 6 3,5 2,8 0,16 0,25
Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then. Chọn lt=0,8lm14=40mm
Công thức (9.1) ta có:
Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2):
Với trục 2:
N
Biểu đồ mônem và các giá trị tương ứng tại các vị trí:
30
Fy21Fy20 Fx20
Fz22
Fy22 Fy23
Fz24
Fy24
Fx23Fx21
Fx22
Fx24
18620Nmm
133810Nmm
244170Nmm
133810Nmm
l22
l24
l23
l21
54740Nmm
54740Nmm
T
My
Mx
O
y
z
x
26980Nmm
17840Nmm
Mtđ20=Mtđ21=0
Đường kính trục sơ bộ tại các tiết diện tương ứng:
Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép , công nghệ ta chọn đường kính trục các đoạn như sau:d20 = d21 = 25 mm và d22 =d24=30 mm ; d23=35mm
31
Khi lắp các bánh răng lên trục ta sử dụng then bằng. kích thước của các then cho trong bảng sau:
Tiết diện
Đường kính trục
Kích thươc tiết diện
Chiều sâu rãnh then
Bán kính góc lượn
b h t1 t2 Nhỏ nhất Lớn nhất2-2,2-4 30 8 7 4 2,8 0,16 0,25
2-3 35 10 8 5 3,3 0,25 0,4
Kiểm nghiệm độ bền của then: Tại tiết diện 2-2&2-4. chọn lt=(0,8..0,9)lm23=>lt=40 mm
Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then:
Công thức (9.1) ta có: ;
Kiểm nghiệm độ bền cắt:
công thức (9.2):
tại tiết diện 2-3 , chọn lt=(0,8..0,9)lm23=>lt=56mm. khi kiểm nghiệm then đủ bền.
Với trục 3:
Fy31=Ft+ Fy32 +Fy30=3333+1330+203=4460NKhi đó ta có các biểu đồ mômen , các giá trị tuơng ứng trên các vị trí và đường kính sơ bộ tại các tiết diện trục:Ta có:
32
Fy30
Fx32
Fy32Fx30
Ft
Fx31
Fy31
25480Nmm
218310Nmm
205190Nmm
My
T
336820Nmm
Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng:
Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép , công nghệ ta chọn đường kính trục các đoạn như sau: d30 =d31=40mm; d32 = 45 mm, d33 =38mm.
33
Sử dụng then bằng để lắp bánh răng và dĩa xích lên trục.
Theo TCVN 2261- 77 ta có các thông số kích thước của các loại then như sau:
Tiết diện
Đường kính
Kích thước tiết diện
Chiều sau rãnh then
Bán kính góc lượn
b h t1 t2 Nhỏ nhất Lớn nhất32 45 14 9 5,5 3,8 0,25 0,433 38 12 8 5 3,3 0,25 0,4
Kiểm nghiệm độ bền của then: Tại tiết diện 3-2.Chọn lt=(0,8..0,9)lm32=>lt=56 mm
Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then:
Công thức (9.1) ta có: ;
Kiểm nghiệm độ bền cắt:
công thức (9.2):
Tại tiết diện 3-3.Chọn lt=(0,8..0,9)lm23=>lt=56mm. Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then:
Công thức (9.1) ta có: ;
Do vậy ta chon cách sử dụng 2 then đặt cách nhau 1800. Khi đó mỗi then chịu 0,75T.
Kiểm nghiệm lại ta có: .
=>Then đủ bền.
2.4.1.6. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.
Trong phần này ta tiến hành kiểm nghiệm độ bền mỏi cả trục thứ 3, là trục chịu mômen xoắn lớn nhất. Với thép 45 có: ,
và theo bảng 10.7 ta có: , Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng. ta có :
34
và với (trục có một rãnh
then) (trục có hai rãnh then)
Nên:
Trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu trình mạch động. ta có :
với
nên
Với các thông số của then, kích thước trục tại các vị trí nguy hiểm. Ta có:
Tiết diện31 34,8 13,432 27,2 10,233 0 15,6
Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục. Dựa vào biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn trên trục 3 ta thấy các tiết diện nguy hiểm là tiết diện lắp bánh răng 2 và tiết diện lắp ổ lăn 1. ta kiểm nghiệm tại tiết diện lắp ổ lăn 1, vì tại đây có mômen tương đương lớn hơn và đường kính trục nhỏ hơn.Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hế số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đó thỏa mãn điều kiện sau: Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho ,[s] = 1,5...2,5Khi cần tăng độ cứng thì: [s] = 2,5... 3. s , s - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức sau:
;
35
Trong đó : -1, -1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng a, avà m, m là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diên xét .
Chọn lắp ghép: Các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, đĩa xích, nối trục theo k6 kết hợp lắp then.
+Tại tiết diện lắp ổ lăn 3-1.Phương pháp gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra
= 2,5 …0,63 m, do đó theo bảng 10.8, hệ số tập chung ứng suất do trạng thái bề mặt: Kx = 1,1 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky=1 Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn, với b = 850MPa và đương kính tiết diện nguy hiểm ta tra được tỷ số: K/ = 2,2 K/ =1,72 Xác định các trị số Kd và Kd theo công thức( 10.25) và (10.26)
và
Khi đó tại tiết diện 3-1ta tinh được: Kadj=2,3; =1,82Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp s tính theo công thức(10.20)
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp s theo công thức (10.21)
Hệ số an toàn s Vậy trục tại tiết diện lắp ổ lăn 3-1 đảm bảo diều kiện bền mỏi.
+Tại tiết diện lắp bánh răng 3-2.Theo bảng 10.12 khi dung dao phay ngón, hệ số tập chung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có b = 850 MPa là K = 2,06 và K = 1,96.Theo bảng 10.10 với d = 40mm, = 0,85; = 0,78
Xác định được tỷ số: K/ và K/ tại rãnh then trên tiết diện này: K/= 2,06/0,85 = 2,424
K/= 1,96/0,78 = 2,51Tiến hành tương tự như trên ta có:s =5,4; s =7,9 => S=4,46 Tại tiết diện lắp đĩa xích 3-3. ta có:
K = 1,96; = 0,79 => K/=2,48=> s =5,2
Do vậy trục 3 đủ bền.
36
Từ các kết quả tính toán trên ta có bảng thống kê sau:
Tiết diện lắp
Đường kính tiết diện trên trục (mm)
Trục 1 Trục 2 Trục 3
Khớp nối 22Ổ lăn 25 25 40Bánh răng chủ động 26,5 30Bánh răng bị động 35 45Xích 38
2.5. CHỌN Ổ LĂN. 2.5.1.Chọn ổ lăn cho trục vào (trục số 1) của hộp giảm tốc:
Lực hướng tâm tại gối:
Lực dọc trục: Fat = 0 NSơ đồ tải: Ft1
Ft0
Với kết cấu trục như đã tính toán ở trên, tải trọng nhỏ và chỉ chịu lực hướng tâm. Ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối này.
Tải trọng quy ước: Q = X.V.Fr.kt.kđ
X: hệ số tải trọng hướng tâm; X=1. V: hệ số kể đến vòng nào quay, do ổ có vòng trong quay nên V=1. kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhịêt độ, trong nhiệt độ làm việc của ổ ta chọn được kt = 1 vì (nhiệt độ t 100oC ) kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng, trị số tra được là kđ = 1; Q0 = 1.1.556.1.1 = 556 N Q1 = 1.1.798.1.1 = 798 N Ta tính kiểm nghiệm khả năng tải cho ổ chịu tải lớn hơn, ổ 1:Khả năng tải động Cd được tính theo công thức:
37
M: bậc của đường cong mỏi, m=3;L: Tuổi thọ của ổ bi đỡ. Với Lh = 11500 giờ Tuổi thọ của ổ lăn:
L = Lh.n1.60.10-6 = 11500. 1420. 60. 10-6 = 980 triệu vòng Hệ số khả năng tải động: Cd = 0,798. = 7,93 kN.Khả năng tải tĩnh tính toán: Qt = X0.Fr + Y0.Fa = X0.Fr
Với X0, Yo: hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, tra trong bảng 11.6 ta có: X0 = 0,6 .
Qt = 0,6.0,798 = 0,48 kN C0 =0,48 kN.Với Cd =7,93 và đường kính ngõng trục d = 25mm, Ta tiến hành chọn ổ có kí hiệu: 205.Với các thông số:- Loại ổ : Cỡ nhẹ.- Đường kính trong: d =25 mm- Đường kính ngoài: D =52 mm- Chiều rộng ổ: B = 15 mm - Đường kính bi: 7,94 mm- Khả năng tải động: C = 11,0 kN- Khả năng tải tĩnh: C0 = 7,09 kN.
2.5.2. Chọn ổ lăn cho trục trung gian (trục số 2) của hộp giảm tốc. Lực hướng tâm tại gối: Lực dọc trục: Fat3 = 0 N;Để bù lại các sai số khi chế tạo, lắp ghép các bánh răng phân đôi, đảm bảo các cặp bánh răng phân đôi ăn khớp chính xác ta chọn ổ tùy động cho các gối đỡ của trục 2.
Tải trọng quy ước: Q = X.V.Fr.kt.kđ
Với:X=1; V=1;kt=1; kđ = 1; Q2 = 1.1.2329.1.1 = 2329 N Khả năng tải động Cd được tính theo công thức:
Với: m=3; L = Lh.n1.60.10-6 = 11500. 249,12. 60. 10-6 = 172 triệu vòng Hệ số khả năng tải động: Cd = 2,329. = 12,95 kN.
38
Khả năng tải tĩnh tính toán: Qt = X0.Fr + Y0.Fa = X0.Fr
Tra trong bảng 11.6 ta có: X0 = 0,6 . Qt = 0,6.2,329 = 1,3974 kN C0 =1,3974 kN.Với Cd =12,95 và đường kính ngõng trục d = 25mm, Ta tiến hành chọn ổ cỡ nhẹ, kí hiệu: 2205.Với các thông số:- Loại ổ : Ổ đũa trụ ngán cỡ trung hẹp.- Đường kính trong: d =25 mm- Đường kính ngoài D =52 mm- Chiều rộng ổ: B = 15 mm - Đường kính con lăn: 6,5mm- Chiều dài con lăn : 6,5mm- Khả năng tải động: C =13,4 kN- Khả năng tải tĩnh: C0 = 8,61 kN.
2.5.3. Chọn ổ lăn cho trục ra (trục số 3) của hộp giảm tốc:
Lực hướng tâm tại gối:
Lực dọc trục: Fat3 = 0 NSơ đồ tải: Ft31
Ft30
Với kết cấu trục như đã tính toán ở trên, tải trọng không lớn và chỉ chịu lực hướng tâm. Ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối này.Tải trọng quy ước: Q = X.V.Fr.kt.kđ
Với:X=1; V=1;kt=1; kđ = 1; Q30 = 1.1.1648.1.1 = 1648 N Q31 = 1.1.4750.1.1 = 4750 N Ta tính kiểm nghiệm khả năng tải cho ổ chịu tải lớn hơn.Khả năng tải động Cd được tính theo công thức:
Với: m=3; L = Lh.n1.60.10-6 = 11500. 78,143. 60. 10-6 = 53,92 triệu vòng Hệ số khả năng tải động: Cd = 4,75. = 17,945 kN.Khả năng tải tĩnh tính toán: Qt = X0.Fr + Y0.Fa = X0.Fr
Tra trong bảng 11.6 ta có: X0 = 0,6 . Qt = 0,6.4,75 = 2,85 kN
39
C0 =2,85 kN.Với Cd =17,945 và đường kính ngõng trục d = 40mm, Ta tiến hành chọn ổ co nhẹ có kí hiệu: 208.Với các thông số:- Loại ổ : Cỡ nhẹ.- Đường kính trong: d =40 mm- Đường kính ngoài D =80 mm- Chiều rộng ổ: B = 18 mm - Đường kính bi: 12,7 mm- Khả năng tải động: C = 25,6 kN- Khả năng tải tĩnh: C0 = 18,1 kN.
Như vậy ta có các ổ lăn trong hộp giảm tốc và loại dầu bôi trơn: Trục vào(trục 1): Loại ổ: ổ bi đỡ: 205, bôi trơn bằng mỡ T. Trục trung gian(trục 2): Loại ổ: ổ đỡ trụ ngắn: 2305, bôi trơn bằng mỡ T. Trục ra (trục 3): Loại ổ: ổ bi đỡ một dãy: 208, bôi trơn bằng mỡ T
2.6.Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp. 2.6.1.Tính kết cấu của vỏ hộp: Chỉ tiêu của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ. Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu GX 15-32. Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục . Các kích thước cơ bản được trình bày ở trang sau.2.6.2.Bôi trơn trong hộp giảm tốc:
Lấy chiều sâu ngâm dầu khoảng1/4 bán kính của bánh răng cấp chậm khoảng 30mm.
2.6.3.Dầu bôi trơn hộp giảm tốc : Chọn loại dầu là dầu công nghiệp 45.2.6.4.Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp:
Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then và chọn kiểu lắp là H7/k6 vì nó chịu tải vừa và va đập nhẹ.2.6.5.Điều chỉnh sự ăn khớp: Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10 % so với chiều rộng bánh răng lớn.
Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc:
Tên gọi Biểu thức tính toán
40
Chiều dày: Thân hộp, Nắp hộp, 1
= 0,03.a + 3 = 0,03.220 + 3 10 mm > 6mm1 = 0,9. = 0,9. 10=9 mm
Gân tăng cứng: Chiều dày, e Chiều cao, h Độ dốc
e =(0,8 1) = 7,2 9, chọn e = 9 mmh < 5. = 50 mmKhoảng 2o
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 dầu, d5
d1 = 0,04.a+10 = 0,04.220+10 =19 d1 =M20d2 = 0,8.d1 = 0,8. 20 = M16 d3 = (0,8 0,9).d2 d3 = M14 M8 đối với ổ trục 3, và M6 đối với trục 1 và 2 số lượng bulông tương ứng là 6 và 4 (bảng 18-2)d5 =( 0,5 0,6).d2 d5 = M8
Mặt bích ghép nắp và thân:Chiều dày bích thân hộp, S3
Chiều dày bích nắp hộp, S4
Bề rộng bích nắp hộp, K3
S3 =(1,4 1,5) d3 , chọn S3 = 20 mmS4 = ( 0,9 1) S3 = 18 mmK3 = K2 – ( 35 ) mm = 50 – 5 = 45 mm
Kích thước gối trục:Đường kính ngoài và tâm lỗ vít,D3, D2
Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2
k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗChiều cao h
Định theo kích thước nắp ổE2= 1,6.d2 = 1,6 . 16 = 25 mm. K2 =E2 + R2 + (35) mm = 25 + 20 + 5 = 50mm(R2 = 1,3 . d2 = 1,3. 16 = 20 mm)k 1,2.d2 =19,2 k = 20 mm
h: phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựaMặt đế hộp: Chiều dày: Khi không có phần lồi S1 Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q
S1 = (1,3 1,5) d1 S1 = 28 mmK1 3.d1 3.20 = 60 mm q = K1 + 2 = 44 + 2.10 = 80 mm;
Khe hở giữa các chi tiết: Giữa bánh răng với thành trong hộpGiữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộpGiữa mặt bên các bánh răng với nhau.
(1 1,2) = 10 mm1 (3 5) 1 = 40 mm2 = 10 mm
Số lượng bulông nền Z Z = ( L + B ) / ( 200 300) 34chọn Z = 4
II.Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai: Tại các tiết diện lắp bánh răng không yêu cầu tháo lắp thường xuyên ta chọn kiểu lắp H7/k6, tiết diện lắp trục với ổ lăn, khớp nối, đĩa xích được cho trong bảng sau:
Kiểu lắp ES m es m
41
Trục Vị trí lắp EI m ei m
I
Trục-vòng trong ổ bi ∅25k6 +15+2
Vỏ-lắp ổ ∅52H7 +300
Trục-bánh răng
Trục-bạc∅22
6
11
k
D +195 +15+65 +2
II
Trục-bánh răng 3 ∅35 +25 +180 +2
Trục- bánh răng 2,4 ∅30 +25 +180 +2
Trục-vòng trong ổ bi ∅25k6 +15+2
Vỏ-vòng ngoài ổ bi ∅62H7 +300
Trục- bạc∅30
6
11
k
D +195 +18+65 +2
Trục-bạc∅25
6
11
k
D +195 +18+65 +2
III
Trục và bánh răng ∅45k6 +18+2
Trục-vòng trong ổ lăn ∅40k6 +18+2
Trục-đĩa xích ∅48k6 +18+2
Vỏ-vòng noài ổ lăn ∅80H7 +300
Bạc-trục∅40
6
11
k
D;
∅386
11
k
D
+240 +18
+80 +2
MỤC LỤC
TrangLời nói đầu 1Phần 1: Tính toán động học 2
1.1. Chọn động cơ 2
42
1.2. Phân phối tỷ số truyền 31.3. Tính các thông số 3Bảng số liệu 4
Phần 2. Tính toán thiết kế chi tiết máy 52.1. Tính bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc 52.1.1. Chọn vật liệu 52.1.2. Ứng suất cho phép 52.1.3. Truyền động bánh răng trụ 8
2.1.3.1. Cấp nhanh 82.1.3.1.1. Các thông số cơ bản của bộ truyền 82.1.3.1.2. Các thông số ăn khớp 82.1.3.1.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 92.1.3.1.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 112.1.3.1.5. Kiểm nghiệm về quá tải 122.1.3.1.6. Các thông số hình học của bộ truyền cấp nhanh 13
2.1.3.2. Cấp chậm 132.1.3.2.1. Các thông số cơ bản 132.1.3.2.2. Các thông số ăn khớp 142.1.3.2.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 152.1.3.2.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 172.1.3.2.5. Kiểm nghiệm về quá tải 182.1.3.2.6. Các thông số hình học của bộ truyền cấp chậm 18
2.2. Tính bộ truyền xích 202.2.1. Chọn loại xích 202.2.2. Các thông số của bộ truyền xích 202.2.3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền 222.2.4. Đường kính đĩa xích 222.2.5. Lực tác dụng lên trục 232.2.6. Các thông số của bộ truyền xích 23
2.3. Chọn khớp nối 232.3.1. Mômen xoắn cần truyền 232.3.2. Chọn khớp nối 242.3.3. Chọn vật liệu 242.3.4. Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng cao su 242.3.5. Kiểm nghiệm sức bền uốn của chốt 24
2.4. Tính trục 242.4.1. Chọn vật liệu 242.4.2. Xác định đường kính trục sơ bộ 242.4.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực 252.4.4. Xác định trị số và chiều các lực tác dụng lên trục 262.4.5. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 282.4.6. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 34
2.5. Chọn ổ lăn 37
43
2.5.1. Chọn ổ lăn cho trục vào( trục 1) 372.5.2. Chọn ổ lăn cho trục trung gian 382.5.3. Chọn ổ lăn cho trục ra 39
2.6. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp. 40 Bảng kích thước của các phần tử cấu tạo nên vỏ hộp giảm tốc 41
Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai 42
44
