Đồ Án Môn Học Chi Tiết Máy
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (244.7 KB, 39 trang )
Đồ án môn học Chi tiết máy – Sinh viên: Vũ Công Đàm
CHƯƠNG I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
1.1. Chọn động cơ điện.
Để chọn động cơ điện ta cần tính công suất định mức :
N DM =
N lv
η0
Nlv : công suất tiêu thụ băng tải.
(Kw)
η 0: hiệu suất chung toàn bộ cơ cấu.
Trong đó:
N lv =
F .V 6000.0, 60
=
= 3, 6( Kw)
1000
1000
η = η .ηtv .η .η 3 .η x .ηot
0
kn
brt ol
Tra bảng 2.1 (sách thiết kế) ta có:
η - Hiệu suất khớp nối.
kn
ηtv - Hiệu suất bộ truyền trục vít.
η
brt - Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ.
η - Hiệu suất một cặp ổ lăn.
ol
η x - Hiệu suất của bộ truyền xích.
ηot - Hiệu suất một cặp ổ trượt.
⇒ η = 0,99.0,8.0,98.0,9883.0,97.0,97 = 0,704
0
Vậy
⇒ N DM =
N lv
3, 6
=
= 5,11 (Kw).
η0 0, 704
60000.V
60000.0, 6
Số vòng quay của tang: nlv = π .D = 3,14.400 = 28, 66 ( vg /ph) .
Cần phải chọn động cơ điện có công suất lớn hơn N dm . Trong tiêu chuẩn
động cơ điện có nhiều loại thỏa mãn điều kiện này.
Theo bảng [10P, tr333– TKCTM] ta chọn sơ bộ động cơ điện không đồng
bộ 3 pha có rôto đoản mạch che kín có quạt gió loại A02 – 42 – 4 với công
suất định mức là 5,5 Kw và số vòng quay là 1450v/ph.
1.2.
Phân phối tỉ số truyền.
n
1450
i = dc =
= 50, 6
0 n
28, 66
lv
1
Đồ án môn học Chi tiết máy – Sinh viên: Vũ Công Đàm
i = i .i
= i .i .i
0 h ng.h tv brt x
Trong đó:
i0 : tỉ số truyền chung ;
ndc : số vòng quay của động cơ ;
nlv : số vòng quay làm việc cần thiết ;
ih : tỉ số truyền của bộ truyền trong hộp ;
ing.h : tỉ số truyền của bộ truyền trong hộp ;
itv : tỉ số truyền của bộ truyền trục vít – bánh vít ;
ibrt : tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ;
ix : tỉ số truyền của bộ truyền xích ;
Tra bảng [2 – 2, tr32 – TKCTM] ta có: itv = 10 ; ibrt = 4 ; ix = 1, 27 .
-
Lập bảng thống kê :
i
Trục động cơ
(I)
itv = 10
n(v/ph)
N(kw)
n = 1450
dc
5,11
n2 = 145
N2 = 4,03
M(kNmm)
33655,51
M2 = 265424,13
Trục
II
III
i =4
brt
n3 = 36,25
N3 = 3,9
IV
ix = 1, 27
M3 = 1027448,276
n4 = 28,54
N4 = 3,6
M4 = 1204625,08
8
Trong đó:
N dc = N DM = 5,11 - công suất của trục động cơ.
N 4 = N lv = 3, 6
- công suất trên trục công tác.
= 4,03.0,98.0.988 - công suất trên trục chủ động.
N = N .η .η
3
2 brt ol
N = N .η .η = 3,9 - công suất trên trục bị động.
3
2 brt ol
Mi =
9,55.106.N i
ni
- Momen trên trục i
2
Đồ án môn học Chi tiết máy – Sinh viên: Vũ Công Đàm
CHƯƠNG II. THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
2.1.
THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT – BÁNH VÍT.
Công suất trên trục vít
N I = 5,11 KW.
Số vòng quay
ntv = 1450 vg/ph
nbv = 145 vg/ph
Bộ truyền làm việc một chiều, tải trọng êm, thơig gian làm việc 5 năm,
300 ngày/năm, 1 ngày 2 ca ( 16h ).
2.1.1. Chọn vật liệu.
-
Giả thiết vận tốc trượt Vt = 2 – 5 m/s. Chọn vật liệu chế tạo bánh vít là đồng
thanh nhôm sắt
9 – 4 [Bảng 4 – 4,tr71 – TKCTM] , đúc bằng khuôn cát,
vật liệu trục vít là thép 45 tôi bề mặt có độ rắn HRC 45 – 50. Sau khi luyện xong
cần mài.
2.1.2. Định ứng suất cho phép
Bộ truyền làm việc với tải ổn định nên:
N = Ntđ = 60.nbv.T = 60.145.5.300.16 = 20,88.107
nbv : số vòng quay bánh vít theo yêu cầu.
T: tổng thời gian làm việc của bánh vít.
Ntđ : số chu kỳ làm việc tương đương của bánh vít
N = Ntđ # 107 nên [σ]tx.k’N
Với k’N là hệ số chu kì ứng suất.
k 'N
8
k ''N
107 8
107
=
≈ 0,7
N td
20,88.107
8
106 8 106
=
≈ 0,5
N td
25.107
Ta có: [σ]tx = (0,75 ÷ 0,9).σbk.k’N ( do bánh vít làm việc với trục vít tôi có
độ rắn >45 nên chọn 0,9)
⇒ [σ ]tx = 0,9.0,7.400 = 252 ( σbk = 400 N/mm2 - [Bảng 4 – 4,tr71 – TKCTM]
-
Ứng suất cho phép.
3
Đồ án môn học Chi tiết máy – Sinh viên: Vũ Công Đàm
Bánh vít làm việc một chiều nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì mạch
động.
Vậy
n '' =
[σ]ou = 115.k’N
8
6
106
10
=8
= 0,5
N +d
28,88 + 107
[σ]ou = 115 [Bảng 4 – 4,tr71 – TKCTM]
=>[σ]ou = 115.0,5 = 57,5 (N/mm2)
2.1.3.Chọn sơ bộ mối ren Z1 của trục vít và số răng bánh vít.
- Chọn số mối ren của trục vít: Z1 = 3
- Số răng bánh vít :
Z2 = i.Z1 = 10.3 = 30 (răng)
- Kiểm nghiệm số vòng quay thực của bánh vít:
n2 = n1.
Z1
3
= 1450.
= 145 (vg/ph)
Z2
30
Ta thấy số vòng quay thực của vánh vít không chênh lệch so với số vòng
quay yêu cầu.
2.1.4. Chọn sơ bộ trị số hiệu suất, trị số tải trọng và công suất trên bánh vít.
Ta có Z1 = 3. Vậy chọn η = 0,82
Công suất trên bánh vít: NII = η.NI = 0,82.5,11 = 4,2 KW.
Sai lệch hiệu suất so với lý thuyế t:
4,2 − 4,03
∆X =
.100% = 4, 25%
4
Chọn hệ số tải trọng k = 1,1 với giả thiết V2 < 3 m/s
2.1.5. Định mô đun m và hệ số đường kính q.
2
2
1,45.106 k .N 2
1, 45.106 1,1.4, 2
3
- Ta có : m. q ≥ 3
=3
= 10,5
÷.
÷.
[
σ
]
.
Z
n
252.30
145
tx
2
2
4
Đồ án môn học Chi tiết máy – Sinh viên: Vũ Công Đàm
==> Chọn m. 3 q = 10,5 => Chọn m = 5 mm ; q = 10
[Bảng 4 – 6,tr73 – TKCTM]
2.1.6. Kiểm nghiệm vận tốc trượt, hiệu suất và hệ số tải trọng.
Vận tốc trược Vt có phương tiếp tuyến với ren trục vít.
Vt =
m.n1
6.1450 2
Z12 + q 2 =
3 + 102 = 3,6 (m/s)
19100
19100
Phù hợp với dự đoán khi chọn vật liệu làm bánh vít.
-
Để tính hiệu suất (η) theo [Bảng 4 – 8,tr74 – TKCTM]. Ta lấy:
+ Hệ số ma sát: f = 0,035 do đó ρ = 20 00'
+ Với Z1 = 3 ; q = 10 . Theo [Bảng 4 – 7,tr74 – TKCTM] ta có góc vít
λ
'
''
= 160 4157
Vậy :
'
''
tg λ
tg160 4157
η = ( 0,96 ÷ 0,98).
= ( 0,96 ÷ 0,98).
=0,87
'
''
tg (λ + ρ )
tg (160 4157
+ 2000' )
η tìm được không chênh lệch so với hiệu suất đã chọn, vậy hiệu suất chọn
η ban đầu là phù hợp.
+ Vận tốc vòng bánh vít:
V2 =
π .D2 .n2 π .m.Z 2 .n2 3,14.5.30.145
=
=
= 1,14 (m/s)
60.1000 60.1000
60.1000
+ Hệ số tải trọng k:
k = ktt.kđ
Trong đó: ktt là hệ số tập trung tải trọng. Lấy ktt = 1.
( Vì bộ truyền làm việc với tải trọng ổn định )
Chọn kđ = 1,1 bởi V2 = 1,14 (m/s) < 3 (m/s)
k = ktt.kđ = 1.1,1 = 1,1
5
Đồ án môn học Chi tiết máy – Sinh viên: Vũ Công Đàm
Vậy hệ số tải trọng đã chọn là phù hợp.
Vì V2 = 1,14 m/s < 2 m/s nên khi chế tạo bộ truyền ta chọn cấp chính xác 9.
2.1.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng bánh vít.
- Ta có:
Số răng tương đương (Ztđ) của bánh vít:
Z td =
Vậy
Z2
30
=
= 34,1( răng )
3
3
'
'' 3
cos λ (cos 160 4157
)
ứng
suất
uốn
của
vòng
bánh
vít:
15.106.1,1.4,03
σu = 3
= 27,1 < [σ ]ou = 57,5
5 .30.0, 451.10.145
( Trong đó y = 0,451 , là hệ số dạng răng. [Bảng 3 – 18,tr52 – TKCTM]). Vậy
thỏa mãn.
2.1.8. Định các kích thước bộ truyền
+ Mô đun m
= 5 (mm)
+ Khoảng cách trục: A = 0,5m.(q + Z2)
Do không phải lấy khoảng cách trục A theo tiêu chuẩn nên ta lấy hệ số dịch
dao = 0
A = 0,5.5.(10 + 30)
= 100 (mm)
+ Số mối ren trục vít: Z1
=3
+ Số răng bánh vít :
= 30 (răng)
Z2
+ Hệ số đường kính : q
= 10
+ Góc ăn khớp:
= 200
+ Góc vít: tg
α
λ = Z1 => λ
= 16041’
+ Đường kính vòng chia q ( vòng lăn ) của trục vít.
d1 = d c1 = q.m = 10.5 = 50 ( mm)
6
Đồ án môn học Chi tiết máy – Sinh viên: Vũ Công Đàm
+ Đường kính vòng đỉnh trục vít:
De1 = dc1 + 2.f0.m = 50.2.1.5
= 60 ( mm )
+ Đường kính chân ren trục vít ( lấy c = 0,2 )
Di1 = dc1 – 2.f0.m – 2C0.m = 50 – 2.5 – 2.0,2.5 = 38 ( m )
+ Chiều dài phần ren trục vít (L) [Bảng 4 – 2,tr69 – TKCTM]
L ≥ ( 12,5 + 0,09.Z2).m = (12,5 + 0,09.30).5
= 76 ( mm )
Vì trục vít mài có m = 5 < 10 mm nên lấy thêm 25 ( mm )
Ta chọn : L = 76+25
= 91 ( mm )
Do trục vít có vận tốc cao nên để tránh mất thăng bằng cho trục, ta chọn
chiều dài bằng một số nguyên lần bước dọc.
Ta có : X =
L
L
91
=
= 5,8
=
tn π m 3,14.5
Lấy tròn X = 6 và định chính xác chiều dài phần ren (L) của trục vít.
L = 5.3,14.5
=94,2 (mm)
+ Đường kính vòng chia ( vòng lăn ) bánh vít:
dc2 = d2 = Z2.m = 30.5
= 150 (mm)
+ Đường kính vòng đỉnh của Bánh vít:
De2 = dc2 + 2m = 150 + 2.5
= 160 (mm)
+ Đường kính vòng ngoài cùng bánh vít [CT 4 – 1,tr68 - TKCTM]
Dn ≤ De2 + 1,5m = 160 + 1,5.5
= 167,5 (mm)
+ Chiều rộng bánh vít : [CT 4 – 2,tr68 – TKCTM]
Do trục vít có số mối ren Z1 = 3
B
≤ 0,75De1 ⇔ B ≤ 0,75.60
+ Góc âm của bánh vít :
7
= 45 (mm)
Đồ án môn học Chi tiết máy – Sinh viên: Vũ Công Đàm
sin γ =
B
49,5
=
⇒ γ = 0,782 = 510 26'
De1 − 0,5m 60 − 25
2.1.9. Tính lực tác dụng.
- Lực vòng P1 trên trục vít bằng lực dọc trục Pa2 trên bánh vít [CT 4 – 23,tr77 TKCTM]
2 M 1 2.9,55.106.N1 2.9,55.106.5,11
P1 = Pa 2 =
=
=
= 1346,2 (N)
d1
d1.n1
50.1450
-
Lực vòng P2 trên bánh vít bằng lực dọc trục Pa1 trên trục vít [CT 4 –
24,tr77 - TKCTM]
P2 = Pa1 =
-
2 M Z 2.26542,13
=
= 3540 (N)
d2
150
Lực hướng tâm Pr1 trên trục vít bằng lực hướng tâm Pr2 trên bánh vít [CT
4 – 25,tr77 - TKCTM]
Pr1 = Pr2 = P2.tgα = 3540.tg 200 = 1288,45 (N)
2.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG
2.2.1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng.
Bánh nhỏ : Thép 45 thường hóa. σ bk =600 ; σ c = 300 ; HB = 200
-
Bánh lớn : Thép 35 thường hóa σ bk = 500 ; σ c = 260 ; HB = 170
Lấy độ cứng bánh lớn : 160 HB
Lấy HB1 = HB2 + ( 25 ÷ 50 ) HB = 170 + 30 = 200 HB
2.2.2. Định ứng suất cho phép
Số chu kì làm việc của bánh lớn
N2 = 60.u.n.T = 60.60.36,25.300.5.18 = 3,52.109
-
Số chu kì làm việc của bánh nhỏ
N1 = i.N2 = 3.5676109 = 17028327
Vì N1 và N2 đều lớn hơn số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và
đường cong mỏi uốn nên đối với bánh nhỏ và bánh lớn đều lấy K’N = K’’N =1
-
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
8
Đồ án môn học Chi tiết máy – Sinh viên: Vũ Công Đàm
[σ ]tx1 = 2,6.200 = 520 N/mm2
-
Ứng suất tiếp xúc của bánh lớn:
[σ ]tx2 = 2,6.170 = 442 N/mm2
Để định ứng suất cho phép, lấy hệ số an toàn n = 1,5 và hệ số tập trung ứng
suất ở chân răng kσ = 1,8 ( Vì là phôi rèn, thường hóa )
-
Giới hạn mỏi của thép 45 là: σ-1 = 0,43.600 = 25,8 N/mm2
Giới hạn mỏi của thép 35 là: σ-1 = 0,43.500= 2,5 N/mm2
Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:
-
-
[σ ]u1 =
1,5.σ −1.k '' N 1,5.258
=
= 143,3 N/mm2
n.kσ
1,5.1,8
Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn:
[σ ]u 2 =
1,5.2,5
= 119,4 N/mm2
1,5.1,8
2.2.3. Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k = 1,3 (vì bộ truyền có vận tốc thấp)
2.2.4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng ψ A = 0,4
2.2.5. Tính khoảng cách trục A
2
1,05.106 K .Ν
A ≥ (i ± 1) 3
÷.
[
σ
]
.
i
tx1
ψ A n2
2
1,05.106 1,3.3,9
3
⇔ A ≥ (3 + 1)
= 265mm
÷.
442.3
0,3.36,
25
2.2.6. Tính vận tốc vòng và cấp chính xác chế tạo bánh răng.
Vận tốc vòng :
V=
π .d1.n1
2π An1
2.π .265.145
=
=
= 1 m/s
60.1000 60.1000.(i + 1) 60.1000.(3 + 1)
Theo [Bảng 3–11,tr46 –TKCTM] ta chọn cấp chính xác 9 để chế tạo bánh răng.
2.2.7. Định chính xác hệ số tải trọng K.
9
Đồ án môn học Chi tiết máy – Sinh viên: Vũ Công Đàm
- Vì tải trọng không đổi và độ rắn của các bánh răng nhỏ hơn 350HB nên ktt = 1.
- Hệ số tải trọng động kđ = 1,1. Do đó K = ktt.kđ = 1,1.1 = 1,1
- Vì trị số k khác nhiều so với trị số chọn sơ bộ nên cần tính lại khoảng cách
trục:
A = Asb 3
K
1,1
= 241,5. 3
= 250 mm.
K sb
1,3
2.2.8. Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng.
- Mô đun:
mn = (0,01 ÷ 0,02)A = (0,01 ÷ 0,02).250 = 2,5 ÷ 25
Theo [Bảng 3– 1,tr34 – TKCTM] chọn m = 3
-
-
Số răng bánh nhỏ: Z1 =
2A
2.250
=
= 41,6 . Lấy Z1 = 42
m(i + 1)
3.4
Số răng bánh lớn : Z2 = i.Z1 = 3.42 = 126
Chiều rộng bánh răng:
b = ψ A . A = 0,3.250 = 75 (mm)
2.2.9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng.
- Hệ số dạng răng của bánh nhỏ : y1 ≈ 0,47
- Hệ số dạng răng của bánh lớn : y2 ≈ 5,17
- Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ:
19,1.106.K .N 19,1.106.1,1.4,03
σ u1 =
=
≈ 43,8 N/mm2 ; σ u1 < [σ ]u1
2
2
y1.m .Z .n1.b 0, 47.3 .42.145.75
-
Ứng suất tại chân răng bánh lớn:
σ u 2 = 43,8.
0,47
= 39,8 N/mm2 ;
0,517
σ u 2 < [σ ]u 2
2.2.10. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền
- Mô đun m
= 3 mm
- Số răng Z1
= 42 răng
- Số răng Z2
=126 răng
10
Đồ án môn học Chi tiết máy – Sinh viên: Vũ Công Đàm
= 200
- Góc ăn khớp α
- Đường kính vòng chia ( vòng lăn ):
d1 = m.Z1
= 42.3=126 mm
d2 = m.Z2
= 3.126=378 mm
126 + 378
2
-
Khoảng cách trục: A =
-
Chiều rộng bánh răng: b = 0,3.250,5
Đường kính vòng đỉnh răng:
-
= 250,5 mm
= 75,15 mm
De1 = dc1 + 2.m = 126 + 2.3
= 132 mm
De2 = 378+6
= 344 mm
-
Đường kính vòng chân răng:
Di1 = dc1 - 2,5m = 126-2,5.3
= 118,5mm
Di2 = dc2 – 2,5m =378-2,5.3
= 370,5 mm
2.2.11. Tính lực tác dụng lên trục
- Lực vòng: P1 =
P2 =
2 M x 2.265424,13
=
d1
126
2 M x 2.1027448, 276
=
d1
378
= 4213,1 N
= 5436,23 N
- Lực hướng tâm: Pr = P.tgα
Pr1 = P1 .tg 200 = 4213,1.tg 20
= 1533,44 N
Pr 2 = P2 .tg 200 = 1978,62
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
2.2.3. Chọn xích ống con lăn vì rẻ hơn xích răng, số vòng quay của đĩa xích
thấp nên vẫn đảm bảo làm việc êm.
2.2.4. Tỉ số truyền của bộ truyền xích: ix = 1,27 ( Chương I – Phân phối tỉ
số truyền)
Chọn số răng đĩa nhỏ và đĩa lớn.
11
Đồ án môn học Chi tiết máy – Sinh viên: Vũ Công Đàm
Theo [Bảng 6–3,tr105 – TKCTM]: Lấy Z1 = 29 răng. Vậy Z2 = i.Z1
=1,27.29= 37 răng
2.2.5. Tính bước xích t
Tính hệ số điều kiện sử dụng. [CT 6 – 6,tr105 - TKCTM]
k = kđ.kA.k0.kđc.kb.kc
Trong đó:
-
kđ = 1 : Tải trọng êm
kA = 1 : Chọn A = (30 ÷ 50)t
k0 = 1 : Góc nghiêng nhỏ hơn 600.
kđc =1,25 : Khoảng cách trục không điều chỉnh được.
kb = 1,5 : Bôi trơn định kỳ
kc = 1,25 : Bộ truyền làm việc 2 ca
k = 1.1.1.1,25.1,5.1,25 = 2,34
-
-
-
-
Z 01 25
=
= 0,86
Z1 29
n01
50
=
= 1,75
Hệ số vòng quay đĩa dẫn: kn =
n1 28,54
Hệ số răng đĩa dẫn: k Z =
( Lấy n01 = 50 vg/ph)
Công suất tính toán [CT 6 – 7, tr106 - TKCTM]:
Ν t = Ν.k .k z .kn = 3,9.2,34.1,75.0,86 = 13,73
Tra [Bảng 6–4,tr106 – TKCTM] với n 01 = 50 vg/ph chọn được xích ống con
lăn một dãy có bước t = 44,45 mm ( ΓOCT 10947 – 64), diện tích bản lề F =
473 mm2 có công suất cho phép [N] = 1,45 kW => thỏa mãn điều kiện N t ≤ [N].
Với loại xích này, theo [Bảng 6–1,tr103 – TKCTM] tìm được kích thước chủ
yếu của xích, tải trọng phá hủy Q = 130000 N. Khối lượng một mét xích q = 7,5
Kg. Kiểm nghiệm số vòng quay theo điều kiện [6 – 9,tr107 - TKCTM]. Theo
[Bảng 6–5,tr107 – TKCTM] với t = 44,45 mm và số răng đĩa dẫn Z 1 = 29. Số
vòng quay giới hạn của đĩa dẫn có thể lên đến 460 vg/ph. Như vậy điều kiện [6 –
9,tr107 - TKCTM] được thỏa mãn ( n1 = 28,54 vg/ph)
2.2.6. Định khoảng cách trục A và số mắt xích X
2
Z + Z 2 2 A Z 2 − Z1 t
Tính số mắt xích [CT 6 – 4]: X = 1
+
+
÷.
2
t 2π A
12
Đồ án môn học Chi tiết máy – Sinh viên: Vũ Công Đàm
2
29 + 37
37 − 29 1
=
+ 2.40 +
÷ . 40 =33+80+0,04=113,04
2
2.3,14
Lấy số mắt xích X = 114.
Kiểm nghiệm số lần va đập trong một giây [CT 6 – 16]
U=
Z
4V
29.28,54
= n ≤ [U ] =
= 0, 48
L 15 X
15.114
Theo [Bảng 6–7,tr109 – TKCTM],số lần va đập cho phép trong một giây
[U] = 1,5 cho nên điều kiện U ≤ [U].
Tính chính xác khoảng cách trục A theo số mắt xích đã chọn [CT 6 – 3,tr102
-TKCTM]
t
Z + Z2
Z + Z2
Z 2 − Z1
A = X − 1
+ X − 1
÷ − 8
÷
4
2
2
2π
2
44, 45
114 − 33 +
=
2
2
2
8
( 114 − 33) − 8 ÷ = 1800mm
2π
2
Để đảm bảo độ võng bình thường, tránh cho xích khỏi bị căng quá, giảm
khoảng cách trục A một khoảng ∆A = 0,003A ≈ 2mm. Cuối cùng lấy A = 1800
mm.
2.2.7. Tính đường kính vòng chia của đĩa xích
Đường kính vòng chia đĩa dẫn:
d c1 =
-
t
44,45
=
1800
1800 = 411 mm
sin
sin
Z1
29
Đường kính vòng chia đĩa bị dẫn:
dc 2 =
t
44,45
=
0
180
1800 = 524 mm
sin
sin
Z2
37
13
Đồ án môn học Chi tiết máy – Sinh viên: Vũ Công Đàm
2.2.8. Tính lực tác dụng lên trục [CT 6 – 17]
6.107.kt .N
6.107.1,15.3,6
R=
=
= 6752 N
Z .tn
29.44,45.28,54
kt = 1,15 ( do bộ truyền nằm ngang )
CHƯƠNG III. TÍNH CHỌN KHỚP NỐI
Chọn nối trục vòng đàn hồi
-
Vật liệu là thép rèn 35; vật liệu chế tạo chốt là thép 45 thường hóa.
Tra [Bảng 9-11,tr234 – TKCTM] với đường kính trục động cơ là 32 mm ta
chọn nối trục đàn hồi có các kích thước sau:
D = 140 ;
d0 = 28 ;
Chiều dài chốt lc = 33 ;
l (không quá) = 82 ;
ren M10 ;
c = 1 – 5 ; dc = 14 ;
số chốt Z = 6 ;
Đường kính ngoài = 27 ; lv = 28 ;
nmax = 4000 ;
• Kiểm nghiệm sức bền dập:
σd =
2.K .M X
≤ [σ ]d
Z .D0 .lv .d c
Trong đó:
K = 1,3 – Hệ số chế độ làm việc ;
Z : số chốt ;
D0 = D – d0 = 140 – 28 – 15 = 97 mm.
d0 – đường kính lỗ lắp chốt bọc vòng đàn hồi.
dc – đường kính chốt.
lv – chiều dài toàn bộ của vòng đàn hồi.
[σ ]d - ứng suất dập cho phép của vòng cao su. ( [σ ]d = 2 ÷ 3 N/mm2)
14
Đồ án môn học Chi tiết máy – Sinh viên: Vũ Công Đàm
2.1,3.39253
σ
=
= 0,45 ≤ [σ ]d
d
6.97.28.14
Vậy vòng đàn hồi thỏa mãn sức bền dập.
• Kiểm nghiệm sức bền uốn của then:
σu =
K .M X .lc
≤ [σ ]u
0,1.Z .d 03 .D0
Trong đó : lc – chiều dài chốt ; [σ ]u - ứng suất uốn cho phép của chốt.
[σ ]u = (60 ÷ 80) N/mm2
σu =
1,3.39253.33
= 10,5 ≤ [σ ]u
0,1.6.143.97
Vậy chốt đủ điều kiện làm việc.
15
Đồ án môn học Chi tiết máy – Sinh viên: Vũ Công Đàm
CHƯƠNG IV. THIẾT KẾ TRỤC
4.1. Chọn vật liệu
Chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện có : [σ] bk = 850 N/mm2 ; σch = 450 N/mm2 ;
độ cứng HB = 240 , [σ] = 50 N/mm2
4.2. Tính sức bền trục
4.2.1. Tính sơ bộ trục
Lấy C = 120 ; Áp dụng công thức : d ≥ C 3
Trong đó:
N
mm
n
d – đường kính trục (mm).
N – công suất truyền ( Kw)
n – Số vòng quay trong 1 phút của trục (vg/ph)
C – Hệ số tính toán , đối với thép 45 lấy C =120
• Đối với trục I : ta có N1 = 6,001 Kw ; n1 = 1460 vg/ph
5,11
mm
3
d
≥
120
=
18,26
sb
1
1450
Chọn dsb1 = 20 mm
• Đối với trục II: ta có N2 = 4,03 Kw ; n2 = 145 vg/ph
4,03
mm
3
d
≥
120
=
36,34
sb
2
145
Chọn dsb2 = 40mm
• Đối với trục III: ta có N3 = 3,9 Kw ; n3 = 36,25 vg/ph
d sb 3 ≥ 120 3
3,9
= 57 mm
36, 25
Chọn dsb3 = 55 mm
16
Đồ án môn học Chi tiết máy – Sinh viên: Vũ Công Đàm
Để chuẩn bị bước tính gần đúng cho các trị số d I, dII, dIII ta lấy dsb2 = 40 để
chọn ổ bi đỡ cỡ trung bình. Tra bảng 14P – TKCTM_339, ta chọn kí hiệu ổ lăn
308, chiều rộng ổ B = 23.
4.2.2. Tính gần đúng trục
4.2.2.1. Sơ đồ phân tích lực
(II)
(II)
n
2
F
r2
F
t2
F
t1
Fa1
F
r1
n
1
Fa2
(I)
4.2.2.2. Phác thảo sơ đồ hộp giảm tốc
C
e
F
t4
F
r4
Fa2
F
r2
Ft2
17
B bích = 45
f
F
t3
45
b
F r3
75
a
d
10
R
Đồ án môn học Chi tiết máy – Sinh viên: Vũ Công Đàm
Xác định sơ bộ kích thước dài của trục:
-
-
Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp ( ∆ = 10
÷ 20) lấy ∆ = 15 mm ( khe hỏe an toàn).
Chiều rộng bánh răng trụ răng thẳng B = 75mm
Chiều rộng bánh vít Bbv = 45 mm
Chiều rộng
bích: Bbích = 45 mm
khoảng cách giữa bánh răng trụ nhỏ và bánh vít l=37,5
Vậy ta có:
a = Bbích/2 + ∆ + B/3 = 45/2 + 15 + 75/2 = 75 mm
b = B/2 + ∆ + Bbv/2 = 75/2 + 37,5 + 45/2 = 97,5 mm
c = Bbích/2 + ∆ + Bbv/2 = 45/2 + 15 + 45/2 = 60 mm
d = Bbích/2 + 10 + 10 + 20 + B xích/2 = 45/2 + 10 + 10 + 20 + 85,5/2 = 105,25
mm
( Bxích = 1,5.dsb3 = 1,5.57 = 85,5 mm)
f = b + c = 172,5 mm ; e = a = 75 mm
-
Chiều dài trục II : a + b + c = 232,5 mm
Chiều dài trục III: d + e + f = 337,75 mm
18
Đồ án môn học Chi tiết máy – Sinh viên: Vũ Công Đàm
4.2.3. Tính trục II
1
2
Yc
C
YD
Fr3
Xc
Fr2
60
Fa2
Ft2
1
97.5
Ft3
XD
2
D
75
100950
108300
76200
2
Mx [N.mm ]
2
MY [N.mm ]
298950
226020
265500
Mz [N.mm 2 ]
-
Phản lực tại gối tựa :
∑
∑
∑
∑
X
= X C + X D − Ft 2 − Ft 3 = 0
Y
=YC + YD − Fr 2 − Fr 3 = 0
dC 2
+ ( 60 + 97,5 ) .Fr 3 − ( 60 + 97,5 + 70 ) .YD = 0
2
=60 Ft 2 + ( 60 + 97,5 ) .Ft 3 − ( 60 + 97,5 + 70 ) . X D = 0
mY
=60 Fr 2 + Fa 2 .
mX
XD = 3767 N
YD = 1805 N
XC = 3986 N
YC = 1016 N
19
Đồ án môn học Chi tiết máy – Sinh viên: Vũ Công Đàm
M Z 2 = Ft 2 .
dc 2
150
= 3540.
= 265500 (N.mm)
2
2
M Z3 = Ft 3 .
d1
126
= 4213.
= 265500 (N.mm)
2
2
• Xác định đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm:
Tại tiết diện (1 – 1):
M td = M X2 + M Y2 + 0,75.M Z2
1771502 + 226020 2 + 0,75.265500 2 = 367879N.mm
=
d1−1 ≥
3
M td
367879
=3
= 41,9 mm
0,1.[σ ]
0,1.50
Chọn d1−1 = 42 mm.
Tại tiết diện (2 – 2):
M td = M X2 + M Y2 + 0,75.M Z2
=
1083002 + 2260202 + 0,75.2655002 = 340126 N.mm
d 2 −2 ≥
3
M td
340126
=3
= 41, 2 mm
0,1.[σ ]
0,1.50
Ở hai đoạn trục này đều có làm rãnh then để cố định bánh răng theo phương
tiếp tuyến, đường kính trục tại 2 tiết diện hơn nhau không đáng kể, vì vậy lấy
đường kính trục d = 46mm.
20
Đồ án môn học Chi tiết máy – Sinh viên: Vũ Công Đàm
4.2.4. Tính trục III
3
4
XE
Fr4
E
Y
E
4
3
157.5
R
X
G
G
YG
105,25
75
710648
403515
2
MX [N.mm ]
214042
2
MY [N.mm ]
1027404
2
MZ [N.mm ]
Fr4 = 1534 N
; R = 6752 N
Ft4 = 4213 N
; d2 = 378 mm
21
Đồ án môn học Chi tiết máy – Sinh viên: Vũ Công Đàm
-
Phản lực tại gối tựa:
∑
∑
∑
∑
X
=X E + X G − Ft 4 = 0
Y
=YE + YG − Fr 4 − R = 0
mX
=157,5 Fr 4 − ( 135 + 75 ) .YG + ( 135 + 75 + 105,25 ) .R = 0
mY
=157,5 Ft 4 − ( 135 + 75 ) . X G = 0
XE = 1359 N
YE = - 2562N
XG = 2854 N
YG = 10848 N
M Z = Ft 4 .
d2
378
= 4213.
= 796257 N
2
2
• Xác định đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm:
Tại tiết diện (3 – 3):
M td = M X2 + M Y2 + 0,75.M Z2
4035152 + 0,75.8271382 + 2140422 = 827138 N.mm
=
M td
827138
=3
= 55 mm
0,1.[σ ]
0,1.50
Chọn trục có d3−3 = 55 mm
d 4 −4 ≥
-
3
Tại tiết diện (4 – 4):
M td = M X2 + M Y2 + 0,75.M Z2
=
7106482 + 0,75.8271382 = 1009029 N.mm
d 4−4 ≥
3
M td
1009029
=3
= 60 mm
0,1.[σ ]
0,1.50
Chọn d 4−4 = 60mm
22
Đồ án môn học Chi tiết máy – Sinh viên: Vũ Công Đàm
Vậy đường kính tại tiết diện (4 – 4) lấy d = 60 mm (ngõng trục lắp ổ). Tại
tiết diện (3 – 3) đường kính trục lấy lớn hơn giá trị tính toán để đảm bảo tính
công nghệ lấy d = 66mm.
4.2.1. Tính chính xác trục
4.2.1.1. Trục 2
Kiểm nghiệm hệ số an toàn tại tiết diện I – I
n=
-
nσ .nτ
n +n
2
σ
[n] : Hệ số an toàn cho phép.
Vì trục quay nên ứng suất biến đổi theo chu kì đối xứng nên biên độ ứng
suất pháp là:
Vậy
nσ =
Mu
;
W
σm = 0
σ −1
kσ
ε σ .β
Bộ truyền làm việc một chiều nên ứng tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kì
mạch động.
τa =τm =
Vậy
≥ [n]
nσ : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp.
nτ : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp
σ a = σ max = σ min =
-
2
τ
nτ =
τ max M X
=
2
2W0
τ −1
kτ
.τ + ψ σ .τ m
ε .τ .β a
23
Đồ án môn học Chi tiết máy – Sinh viên: Vũ Công Đàm
-
Giới hạn mỏi uốn và xoắn
σ −1 = 0,45.σ b = 0, 45.850 = 382,5 ( N/mm2)
( Trục bằng thép 45 tôi cải thiện có σ b = 850 N/mm2)
τ −1 = 0, 25.850 = 212,5 ( N/mm2)
σa =
Mu
W
W = 6450 (mm3) – [Bảng 7 – 3b,tr122 -TKCTM]
M u1−1 =
M X2 + M Y2 =
1771502 + 226020 2 = 287171 ( N/mm2 )
277171
(N/mm2)
σ
=
=
45
a
6450
τa =τm =
MX
2W0
W0 = 13720 mm2 ( bảng 7 – 3b)
MX = 265424 (N.mm)
265500
( N/mm2)
τ
=
=
9,6
a 2.13720
-
-
Hệ số tăng bền β = 1.
Chọn các hệ số kσ , kτ , ε σ , ετ . Theo [Bảng 7 - 4,tr123 – TKCTM]. Lấy
ε σ = 0,83 ; ετ = 0,71. Theo [Bảng 7-8,tr127 – TKCTM]. Lấy kσ = 1,8 ;
kτ = 1,9.
kσ
kτ
1,8
1,9
Tỉ số
=
= 2,2 ;
=
= 2,7.
ε σ 0,82
ετ 0,7
Do trục được lắp trên chi tiết qua -> áp suất sinh ra trên bề mặt lắp ghép.
Tra [Bảng 7-10,tr128 – TKCTM] :
24
Đồ án môn học Chi tiết máy – Sinh viên: Vũ Công Đàm
kσ
kσ
kτ
− 1÷ = 1 + 0,6(4,3 – 1) = 2,98
= 4,3 =>
= 1 + 0,6
εσ
ετ
εσ
d II(1−1) = 46
nτ =
τ −1
kτ
.τ + ψ τ .τ m
ε σ .β a
382,5 = 1,97
4.3.45 + 0,1
212,5
nτ =
= 8,3
2,98.8,6 + 0,05
1,97.8,3
n=
= 1,91 Hệ số an toàn cho phép [n] = 1,5 ÷ 2,5
1,97 2 + 8,32
nσ =
-
Kiểm tra trục khi qua tải đột ngột
Thép 45: σch 450 N/mm2 => [σ] = 0,8.450 = 360 N/mm2
σ td = σ 2 + 3τ 2 ≤ [σ ] = 0,8.σ ch
σ=
M u1−1
0,1.d II31−1
=
287171
2
3 = 39 (N/mm )
0,1.42
σ td = 412 + 315,82 = 318 (N/mm2) < [σ] = 360 => Trục đủ bền
Vậy đường kính tại tiết diện ( 1 – 1 ) d II(1−1) = 46 (N/mm2)
4.2.1.2. Trục III
Kiểm nghiệm tại tiết diện 3 – 3:
n=
-
nσ .nτ
n +n
2
σ
2
τ
≥ [n ]
nσ : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp.
25
