thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc côn trụ và bộ truyền xích
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (536.03 KB, 52 trang )
Đồ án môn học chi tiết máy
Trường đại học công nghiệp Hà Nội
LỜI NÓI ĐẦU
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ sư
ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy.
Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiến
thức đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng
làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính xác, lắp
ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương
pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác. Do đó khi thiết kế đồ án chi
tiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động
cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy ...từng bước giúp sinh viên làm quen với
công việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình.
Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc côn - trụ và
bộ truyền xích. Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối, hộp giảm tốc
và bộ truyền xích để truyền động đến băng tải.
Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, với một khối lượng kiến thức tổng hợp
lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu song khi thực
hiện đồ án, trong tính toán không thể tránh được những thiếu sót.Em mong được sự góp
ý và giúp đỡ của các thầy cô giáo.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo, đặc biệt là thầy giáo Trần Nguyên Quyết
đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án môn
học này.
Hà nội, tháng 03 năm 2013
Sinh viên thực hiện
Nguyễn Tiến Tuấn
SVTH: Nguyễn Tiến Tuấn
Lớp: CĐ CĐ 2-K12
1
Đồ án môn học chi tiết máy
Trường đại học công nghiệp Hà Nội
Mục lục
SVTH: Nguyễn Tiến Tuấn
Lớp: CĐ CĐ 2-K12
2
Đồ án môn học chi tiết máy
Trường đại học công nghiệp Hà Nội
Phần 1: TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ MOMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC.
1.1. Tính toán chọn động cơ.
1.1.1. Xác định công suất cần thiết.
- Công suất cần thiết: Pct=
Pt . 3,29
=
=
η 0,88
3,74 (kw)
+ Pt = β.Plv : Công suất tương đương.
T t
β = ∑ i . i =
T1 t ck
2
T 2 3,2 0,84T 2 4,2
1
. = 0,88
1 .
+
T
8
T
1
1 8
(Do thời gian mở máy rất nhỏ
nên có thể bỏ qua Tmm).
Công suất làm việc trên trục máy công tác:
Plv =
Fv
1000
11000.0,34
1000
=
= 3,74 (kw)
⇒ Pt = 0,88x3,74 = 3,29 (kw)
+ η: Hiệu suất bộ truyền, ở lăn, ổ trượt, khớp nối.
η = η đ. η br.η3ol.η kn= 0,96.0,95.0,993.0,99 = 0,88
Tra bảng 2.3
η đ = 0,96 : Hiệu suất bộ truyền đai.
η br = 0,95 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn.
η ol = 0,99 : Hiệu suất một cặp ổ lăn.
η kn = 0,99 : Hiệu suất khớp nối đàn hồi.
1.1.2. Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ.
- Tỷ số truyền của hệ dẫn động:
Ut = Uđ.Ubr.Ubt = 4.4.2 = 32
Tra bảng 2.4:
SVTH: Nguyễn Tiến Tuấn
Lớp: CĐ CĐ 2-K12
3
Đồ án môn học chi tiết máy
Trường đại học công nghiệp Hà Nội
+ Uđ= 4: Tỷ số truyền bộ truyền đai.
+ Ubr = 4: Tỷ số truyền bộ truyền động bánh răng.
+ Ubt= 2: Tỷ số truyền bộ truyền băng tải.
- Số vòng quay của trục máy công tác:
60000.V
π .D
nlv =
60000.0,34
π .200
=
= 32,5 (vòng/phút)
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb = Ut.nlv = 32.32,5 = 1040 (vòng/phút)
1.1.3. Chọn động cơ.
Pct = 3,74 (kw), nđb = 1040 (vòng/phút)
Tra bảng P 1.1 chọn động cơ 4A112MB6Y3
Công suất
Vận tốc quay
(kw)
(vòng/phút)
4,0
950
Pđc = 4,0 (kw) > Pct = 3,74 (kw),
η% Cos
82
0,81
2,0
2,2
Tk
T
= 2,0 > mm = 1,48
T1
T1
1.2. Xác định công suất, tốc độ vòng quay và momen xoắn trên các trục.
1.2.1. Xác định công suất trên các trục.
-Đĩa băng tải: Pbt =
- Trục II: PII =
Plv 3,74
=
= 3,8
η ol 0,99
Pbt
η ol .η kn
=
SVTH: Nguyễn Tiến Tuấn
Lớp: CĐ CĐ 2-K12
(kw)
3,8
= 3,96
0,99.0,97
(kw)
4
Đồ án môn học chi tiết máy
Trường đại học công nghiệp Hà Nội
PII
3,96
=
= 4,2
η br .η ol 0,95.0,99
- Trục I: PI =
- Trục động cơ: Pđc =
PI
η ol .η đ
=
(kw)
4,2
0,99.0,96
= 4,4 (kw)
Động cơ 4A112MB6Y3 Pđc = 4,0 (kw)
Công suất
Vận tốc quay
(kw)
(vòng/phút)
4,5
950
η% Cos
(kg)
82
Pđc = 4,5 (kw) > Pđc = 4,4 (kw),
Khối lượng
0,80
1,5
1,8
Tk
T
= 1,5 > mm = 1,48
T1
T1
Vậy động cơ đã chọn đạt yêu cầu.
1.2.2. Tốc độ vòng quay các trục.
- Trục động cơ: nđc = 950 (vòng/phút)
-Trục I: nI =
nđc 950
=
= 238
Uđ
4
- Trục II: nII=
nI
238
=
= 60
U br
4
(vòng/phút)
(vòng/phút)
1.2.3. Momen xoắn trên các trục.
- Trục II: TII = 9,55.106.
SVTH: Nguyễn Tiến Tuấn
Lớp: CĐ CĐ 2-K12
PII
nII
= = 9,55.106.
3,96
60
= 630300 (Nmm)
5
104
Đồ án môn học chi tiết máy
- Trục I: TI = 9,55.106.
SVTH: Nguyễn Tiến Tuấn
Lớp: CĐ CĐ 2-K12
PI
nI
Trường đại học công nghiệp Hà Nội
= 9,55.106.
4,2
238
= 168500 (Nmm)
6
Đồ án môn học chi tiết máy
Trường đại học công nghiệp Hà Nội
*Bảng thông số
Trục
Tỷ số truyền
Đai thang
4
I
II
Băng tải
2
U
Công suất
4,4
4,2
3,96
3,8
(kw)
Tốc độ vòng
950
238
60
168500
630300
4
quay
(vòng/phút)
momen xoắn
T (Nmm)
SVTH: Nguyễn Tiến Tuấn
Lớp: CĐ CĐ 2-K12
7
Đồ án môn học chi tiết máy
Trường đại học công nghiệp Hà Nội
Phần 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (BỘ TRUYỀN ĐAI THANG).
2.1.Chọn loại đai.
Ta tính monen trên trục động cơ:
Pđc
nđc
4,4
950
Tđc = 9,55.106.
= = 9,55.106.
= 44000 (Nmm) = 44 (Nm)
Theo hình 4.1 tr 59 T1 chọn đai hình thang A
Pđc = 4,5 (kw), nđc = 950 (vòng/phút)
2.2.Định đường kính bánh đai.
Đường kính bánh đai nhỏ d1 = 1,2dmin =1,2.100= 120 (mm)
Theo tiêu chuẩn ta chọn d1=125mm.
πn1d1 π .950.125
=
= 6,2
60000
60000
Vận tốc đai: v =
Ta có tỉ số truyền đai là u = 4
(m/s)< 25 (m/s)
Đường kính bánh đai lớn là d2=u.d1/(1-ε) = 4.125/(1-0,02) = 490 (mm)
ε = 0,02: hệ số trượt.
Theo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 500 (mm)
-Tỷ số truyền thực tế: ut = d2/[d1(1-ε)] = 500/[125(1-0,02)] = 4,08
= (ut – u)/u = (4,08 – 4)/4 = 0,02 = 2% < 4%
Theo bảng 4.14 chọn a = 0,95d2 = 0,95.500 = 475 (mm)
2(d + d ) ≥ a ≥ 0,55(d + d ) + h
1 2
1 2
Khoảng cách trục a thỏa mãn điều kiện
Trong đó h=8( tra bảng 13.3)
Tính chiều dài đai L(mm) theo công thức 4.4
π (d + d ) (d - d ) 2
1 2
2 1
L ≈ 2a+
2
+
4a
= 2005,8(mm)
Theo tiêu chuẩn ta chọn L= 2000 (mm)
- Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây theo 4.15
i= v/l = 6,2/2 = 3,1/s <10/s
Ta xác định chính xác khoảng cách trục a theo công thức sau:
SVTH: Nguyễn Tiến Tuấn
Lớp: CĐ CĐ 2-K12
8
Đồ án môn học chi tiết máy
a=
2
1
π ( d1 + d 2 )
π ( d1 + d 2 )
2
L
−
+
L
−
−
2
(
d
−
d
)
= 471,9
2
1
4
2
2
Ta tính góc ôm
α1
Trường đại học công nghiệp Hà Nội
α1
(mm)
trên bánh nhỏ:
= 180º - 57º(d2 – d1)/a=133,2º
α1
α1
Như vậy thỏa mãn điều kiện ≥120o
2.3Xác định số đai.
ta xác định số đai cần thiết z theo công thức
z = PI.Kd/([Po]Ca.C1.Cu.Cz) = 4,5.1,45/(1,52.0,87.1,04.1,14.0,95) = 4,13
Trong đó:
PI -công suất trên trục bánh chủ động, kwta có PI = Pđc = 4,5 (kw)
[P0 ]
- công suất cho phép,kw, (tra theo bảng 4.19 –Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí tập 1- Lê Văn Uyển) tra bảng ta có [Po] = 1,52(kw)
Kđ - hệ số tải trọng động, tra theo bảng 4.7 ta được Kđ = 1,45
Cα
là hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm
Cl
α1
, ta tra bảng 4.15 được
Cα
= 0,87
là hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, tra trong bảng 4.16 phụ thuộc chỉ số chiều
l0
dài đai của bộ truyền đang xét l và chiều dài lấy làm thí nghiệm, ta có
l/lo = 2000/1700 = 1,2 từ bảng ta chọn được C1 = 1,04
Cu
là hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, ta tra theo bảng 4.17
Ta được
Cz
Cu = 1,14
là hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, tra bảng
4.18 ( ta dựa vào tỉ số
P1 / [P0 ] = Z'
để tra
Cz
)
Cz
Ta tra được = 0.95
Ta chọn z= 4
Từ số đai z có thể xác định chiều rộng bánh đai B theo công thức:
B = (z – 1).t +2.e
t và e là các thông số hình học của đai ta tra theo bảng 4.21:
t =15, e =10 ta có B=(4 -1).15 + 2.10 = 65
SVTH: Nguyễn Tiến Tuấn
Lớp: CĐ CĐ 2-K12
9
Đồ án môn học chi tiết máy
Trường đại học công nghiệp Hà Nội
da = d+ 2.h 0
Đường kính ngoài của bánh :
⇒ da = 125 + 2.3,3 = 131,6
h 0 = 3,3
tra theo bảng 4.21
4.Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Lực căng trên 1đai được xác định theo công thức sau:
F0 = 780.P1 .K d / (v.Cα .z) + Fv
= 780.4,5.1,45/(6,2.0,87.4) + 0,31 = 236 (N)
Fv
Trong đó:
Fv = q m .v 2
là lực căng do lực li tâm sinh ra, ta định kì điều chỉnh lực căng nên ta có
= 0,105.6,2 = 0,31
qm
là khối lượng 1 mét chiều dài đai,ta tra theo bảng 4.22 được
v là vận tốc vòng, m/s ta có v= 6,2(m/s)
P1
q m = 0,105
là công suất trên trục bánh đai chủ động, kw
Cα
Kđ= 1,45 = 0,87
Z là số răng , ta có z = 4 theo tính toán ở trên.
Lực tác dụng lên trục là Fr = 2Fo.z.sin(α1/2) = 2.236.4.sin(133,2/2) = 1733 (N)
Theo kết quả tính toán ta có bảng thông số sau:
STT
1
2
3
4
5
6
Chọn loại đai hình thang kí hiệu A
Thông số
Kí hiệu
Đường kính bánh đai nhỏ
d1 (mm)
Vận tốc đai
V (m/s)
Đường kính bánh đi lớn
d2 (mm)
Chiều dài đai
L (mm)
Khoảng cách trục
a(mm)
α1
Góc ôm
(⁰)
7
Số đai
8
Lực tác dụng nên trục
Kết quả
125mm
6,2m/s
500mm
2000mm
471,9mm
133,2º
4
Z
Fr
1733N
(N)
9
Chiều rộng bánh đai
SVTH: Nguyễn Tiến Tuấn
Lớp: CĐ CĐ 2-K12
65mm
B(mm)
10
Phần 3: TÍNH
TOÁN BỘ
TRUYỀN
BÁNH RĂNG.
3.1. Chọn vật
liệu.
Chọn vật liệu
bánh răng với:
Đồ án môn học chi tiết máy
Trường đại học công nghiệp Hà Nội
- Bánh răng nhỏ:
Thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB 241…285.
Chọn độ cứng HB = 245
Giới hạn bền
σ b1
Giới hạn chảy
= 850 (MPa)
σ ch1
= 580 (MPa).
- Bánh răng lớn :
Thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB 192…240.
Chọn độ cứng HB = 230
Giới hạn bền
σ b2
Giới hạn chảy
= 750 (MPa)
σ ch 2
= 450 (MPa).
3.2. Xác định ứng suất cho phép.
3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép.
[σ ]
H
-
σ Ho lim
=
σ Ho lim
.
K HL
SH
= 2HB +70: Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở. Tra bảng 6.2.
σ Ho lim1
+
+
σ Ho lim 2
mH
- KHL =
N HO
N HE
= 2 . 245 +70 = 560 (MPa)
= 2 . 230 + 70 = 530 (MPa)
: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ của bộ truyền.
+ HB= 245 < 350 ⇒ mH = 6
SVTH: Nguyễn Tiến Tuấn
Lớp: CĐ CĐ 2-K12
11
Đồ án môn học chi tiết máy
Trường đại học công nghiệp Hà Nội
+ NHO = 30HHB2,4 : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử nghiệm về tiếp xúc.
NHO1 = 30HHB2,4 = 30.2452,4 = 1,626.107
NHO2 = 30HHB2,4 = 30.2302,4 = 1,397.107
+ NHE = 60cƩ
Ti
Tmax
3
ni t i
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
1450 T1 . 3,5 + 0,7T1 . 4 .15000 = 17,3.10 7
4,91 T 1 3,5 + 4 T1 3,5 + 4
3
NHE1 = 60.1.
NHE2 = 60.1.
3
.
3
T1 3 3,5
0
,
7
T
4
1
295 .
+
.
.15000 = 5,3.10 7
3,26 T 1 3,5 + 4 T1 3,5 + 4
.
Vì NHE1> NHO1 nên lấy NHE1= NHO1
Tương tự
⇒
⇒
KHL1 = 1
KHL2 = 1.
- SH = 1,1: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. Tra bảng 6.2 (tập 1)
⇒Ứng suất tiếp xúc cho phép :
[σ ]
H 1
=
530.
[σ ]
H 2
Với bánh răng côn:
560.
=
1
= 481,8
1,1
[ σ ] [σ ]
H
H 2
=
1
= 509,1
1,1
(MPa)
= 481,8 (Mpa)
3.2.2. Ứng suất uốn cho phép.
[σ ]
F
SVTH: Nguyễn Tiến Tuấn
Lớp: CĐ CĐ 2-K12
σ F lim
o
=
. KFC.
(MPa)
K FL
SF
12
Đồ án môn học chi tiết máy
-
σ Fo lim
Trường đại học công nghiệp Hà Nội
= 1,8.HB: Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở. Tra bảng 6.2.
σ Fo lim1
σ Fo lim 2
= 1,8 . 245 = 441 (MPa)
= 1,8 . 230 = 414 (MPa)
- KFC = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.
mF
- KFL =
N FO
N FE
: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng của bộ truyền.
+ mF = 6 do HB=245 <350.
+ NFO = NFO1 = NFO2 = 4.106:Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
+ NFE= 60.c.
T
∑ i
Tmax
NFE1 = 60.1.
mF
.ni .t i
1450
4,91
:Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
6
T1 6 3,5
0
,
7
T
4
1
.
+
.
.15000 = 14,1.10 7
T 1 3,5 + 4 T1 3,5 + 4
.
T1 3,5
0,7T1
4
.
+
.
.15000 = 4,3.10 7
T 1 3,5 + 4 T1 3,5 + 4
6
NFE2 = 60.1.
295
3,26
.
6
Vì NFE1 > NFO1 nên lấy NFE21= NFO1
Tương tự
⇒
⇒
KFL1 = 1
KFL2 = 1.
- SF = 1,75: Hệ số an toàn khi tính về uốn. tra bảng 6.2.
⇒
[σ ]
F 1
441.1.
=
SVTH: Nguyễn Tiến Tuấn
Lớp: CĐ CĐ 2-K12
1
= 252
1,75
(MPa)
13
Đồ án môn học chi tiết máy
[σ ]
F 2
414.1.
=
1
= 236,57
1,75
SVTH: Nguyễn Tiến Tuấn
Lớp: CĐ CĐ 2-K12
Trường đại học công nghiệp Hà Nội
(MPa)
14
Đồ án môn học chi tiết máy
Trường đại học công nghiệp Hà Nội
3.2.3. Ứng suất cho phép khi quá tải.
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
[σ ]
= 2,8.σ ch1 =
[σ ]
= 2,8.σ ch 2 =
H 1 max
H 2 max
⇒
[σ ]
H max
2,8 . 580 = 1624 (MPa)
2,8 . 450 = 1260 (MPa)
= [σ H 2 ] max = 1260
(Mpa)
- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[σ ]
= 0,8.σ ch1 =
[σ ]
= 0,8.σ ch 2 =
F 1 max
F 2 max
0,8 . 580 = 464 (MPa)
0,8 . 450 = 360 (MPa)
3.3. Tính toán bộ truyền bánh răng côn răng thẳng.
3.3.1. Xác định chiều dài côn ngoài.
Re = K R u 2 + 13 T1 K Hβ / ( (1 − K be ) K beu[σ H ]
2
)
= 50. 4 2 + 13 168500.1,12 / ( (1 − 0,25).0,25.4.481,8 2 ) = 211,8
(mm).
+ KR = 0,5Kd = 0,5.100 = 50 (Mpa1/3): Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của bánh răng và loại
bánh răng. Bánh răng côn răng thẳng bằng thép Kd = 100 (Mpa1/3)
+u=4
+ T1 = 168500 (Nmm): Momen xoắn trên trục I.
+
ψ ba
= 0,6: Tra bảng 6.6 (bánh răng đối xứng).
+ Kbe = 0,25
+ KHβ = 1,12 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về tiếp xúc. tra bảng 6.21.
SVTH: Nguyễn Tiến Tuấn
Lớp: CĐ CĐ 2-K12
15
Đồ án môn học chi tiết máy
Trường đại học công nghiệp Hà Nội
3.3.2. Xác định các thông số ăn khớp.
Số răng bánh nhỏ:
Da de1 =
2 Re / u 2 + 1 = 2.211,8 / 4 2 + 1 = 102,7
(mm)
Tra bảng 6.22 ta được: z1p = 17 HB < 350 nên z1 = 1,6z1p = 1,6.17 = 27,2
Lấy z1 = 27
- Đường kính trung bình và mô dun trung bình:
dm1 = ( 1-0,5Kbe).de1 =(1- 0,5.0,25).102,7 =89,9(mm)
Mtm= dm1/Z1 = 89,9/27 = 3,2(mm)
Mô đun vòng ngoài (6.56):
mte = mtm/(1- 0,5.Kbe) = 3,3/(1- 0,5.0,25) = 3,8 (mm)
Theo bảng 6.8 lấy trị số theo tiêu chuẩn mte = 4 (mm), do đó:
Mtm= mte.(1 – 0,5.Kbe) = 4.(1- 0,5.0,25) = 3,5 (mm).
Suy ra: Z1 =dm1/mtm = 89,9/3,5 = 25,7
Lấy Z1 = 26 răng.
Số răng bánh lớn: Z2 = U1.Z1 = 4.26 = 104răng.
Góc côn chia:
z
26
o
δ 1 = arctg 1 = arctg
= 14
104
z2
δ 2 = 90 − δ 1 = 90 − 14 = 76 o
Từ bảng 6.20, với Z1 = 26 , chọn hệ số dịch chỉnh đều x1 = 0,38 và x2 = -0,38.
Đường kính trung bình bánh nhỏ: dm1 = Z1.mtm = 26.3,5 = 91 (mm).
Re = 0,5mte z12 + z 22 = 0,5.4 26 2 + 1042 = 214,4
Chiều dài côn ngoài:
(mm)
3.3.3kiểm nghiệm răng vê độ bền tiếp xúc.
Theo 6.8
σ H = Z M Z H Z ε 2T1 K H u m2 + 1 / ( 0,85bd m21u m )
= 274.1,76.0,76 2.168500.1,2 4 2 + 1 / ( 0,85.53,6.912.4 ) = 390( Mpa )
-
Theo bảng 6.5 ZM = 274 Mpa1/3
Theo bảng 6.12 xt = x1 + x2 = 0, ZH = 1,76
SVTH: Nguyễn Tiến Tuấn
Lớp: CĐ CĐ 2-K12
16
Đồ án môn học chi tiết máy
-
Theo 6.59a
Zε =
Trường đại học công nghiệp Hà Nội
( 4 − ε ) / 3 = ( 4 − 1,73) / 3 = 0,76
α
1 1
1
1
ε α = 1,88 − 3,2 + = 1,88 − 3,2 +
= 1,73
z z
26
104
1
2
-
Theo 6.61 KH = KHβ KHα KHv = 1,12.1.1,07 = 1,2
+ Bánh răng côn răng thẳng : KHα = 1
+ Vận tốc vòng theo 6.22 : v = πdm1n1/60000 = π.89,9.238/60000 = 1,12 (m/s)
Theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9
ν H = δ H g o v d m1 ( u + 1) / u = 0,006.73.1,12 91.( 4 + 1) / 4 = 5,2
Theo bảng 6.15 H = 0,006
Theo bảng 6.16 go = 73
K Hv = 1 +
Theo 6.63
v H bd m1
5,2.53,6.91
=1+
= 1,07
2T1 K Hβ K Hα
2.168500.1,12.1
Trong đó b = Kbe.Re = 0,25.214,4 = 53,6
Theo 6.1 và 6.1a
Như vậy
[σ ] = [ σ ] Z
H
H
V
Z R K xH = 481,8.1.0,95.1 = 458
σ H < [σ H ]
Tính lại chiều rộng vành răng:
b = 41,77( σ H /[σ H ] ) = 41,77.( 390 / 458) = 30,3
2
2
Lấy b =30 (mm)
SVTH: Nguyễn Tiến Tuấn
Lớp: CĐ CĐ 2-K12
17
(Mpa)
Đồ án môn học chi tiết máy
Trường đại học công nghiệp Hà Nội
3.3.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
σ F1 =
2.T1.K F .Yε .Yβ .YF 1
0,85.b.mtm .d m1
Theo 6.25
F2
≤ [ σ F1 ]
= F1YF2/YF1 [F2]
Kbe = b/Re = 30/214,4 = 0,14
Kbeu/(2-Kbe) = 0,14.4/(2-0,14) = 0,3
Theo bảng 6.21 KFβ = 1,06
Theo 6.64
Do đó
ν F = δ F g o v d m1 ( u + 1) / u = 0,016.73.1,12 91.( 4 + 1) / 4 = 14
(m/s)
K Fv = 1 + v F bd m1 / ( 2T1 K Fβ K Fα ) = 1 + 14.30.91 / ( 2.168500.1,06.1) = 1,1
Do đó: KF = KFβ KFα KFv = 1,06.1.1,1 = 1,2
β = 0, Yβ = 1, εα = 1,714,Yε = 1/1,714 = 0,583
Tra bảng 6.18 YF1 = 3,88 YF2 = 3,60
Thay vào ta tính được F2 =113
[σ ]
F 1
= 252 (Mpa)F2 =105
[σ ]
F 2
=235,57 (Mpa)
Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo
3.3.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Hệ số quá tải: Kqt= 1,8
- Ứng suất tiếp xúc cực đại:
σ H max σ H . K qt = 390. 1,8 = 523
=
(Mpa)
[σ H ] max
= 1260 (MPa)
⇒ Răng thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.
- Ứng suất uốn cực đại:
σ F 1 max σ F 1 .K qt
=
SVTH: Nguyễn Tiến Tuấn
Lớp: CĐ CĐ 2-K12
= 113 . 1,8 = 203 (MPa) <
[σ F1 max ]
= 464 (MPa)
18
Đồ án môn học chi tiết máy
σ F 2 max σ F 2 .K qt
=
Trường đại học công nghiệp Hà Nội
= 105 . 1,8 = 189 (MPa) <
[σ F 2 max ]
= 360 (MPa)
⇒ Răng thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.
Kích thước bộ truyền bánh răng côn:
Chiều dài côn: Re = 214,4 (mm)
Mô đun vòng ngoài: mte = 4 (mm)
Chiều rộng vành răng: bw = 30 (mm)
Tỷ số truyền: um = 4
Góc nghiêng răng: β = 0
Số răng bánh răng: z1 = 26 z2 =104
Hệ số dịch chỉnh chiều cao: x1 = 0,38 x2 = -0,38
Theo công thức bảng 6.19 tính được:
Đường kính ngoài: de1 = mtez1 = 4.26 = 104 (mm) de2 = mtez2 = 4.104 = 416 (mm)
Góc côn chia:
δ1 = 14o ; δ 2 = 76o
Chiều cao răng ngoài:
he = 2htemte + c = 2cosβ.mte + 0,2mte = 2.cos0.4 + 0,2.4 = 8,8 (mm)
Chiều cao đầu răng ngoài: hae1 = 5,6 (mm) hae2 = 4,8 (mm)
Chiều cao chân răng ngoài: hfe1 = 3,2 (mm) hfe2 = 4 (mm)
Đường kính đỉnh răng ngoài: dae1 = 114,9 (mm) dae2 = 418,3 (mm)
SVTH: Nguyễn Tiến Tuấn
Lớp: CĐ CĐ 2-K12
19
Đồ án môn học chi tiết máy
Trường đại học công nghiệp Hà Nội
Phần 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC.
4.1. Chọn vật liệu.
Trục chịu tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 thường hóa có:
Độ cứng HB = 200
σb
Giới hạn bền
= 600 (Mpa)
σ ch
Giới hạn chảy
= 340 (MPa)
ứng suất xoắn cho phép
[τ ]
= 12…20 (MPa)
4.2. Tính thiết kế trục.
4.2.1. Tính sơ bộ đường kính các trục.
T1
168500
=3
= 34,8
0,2.[τ ]
0,2.20
3
- Đường kính trục I: d1=
(mm)
Lấy d1 = 35 (mm)
3
- Đường kính trục II: d2=
T2
630300
=3
= 54
0,2.[τ ]
0,2.20
(mm)
Lấy d2 = 55 (mm)
4.2.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ.
- Chọn chiều rộng ổ lăn. Tra bảng 10.2.
Bảng 4.1.
d (mm)
35
bo (mm)
21
- Chiều dài mayơ bánhđai:
+ lm12 = (1,2…1,5).d1 = (1,2…1,5).35 = 42…52,5 (mm)
chọn lm12 =50 (mm)
-chiều dài may ơ bánh răng côn:
+ lm13 = (1,2…1,4).d1 = (1,2…1,5).35 = 42…52,5 (mm)
chọn lm13= 50 (mm)
+ lm23 = (1,2…1,4).d2 = (1,2…1,5).55 = 66 …77(mm)
SVTH: Nguyễn Tiến Tuấn
Lớp: CĐ CĐ 2-K12
55
29
20
Đồ án môn học chi tiết máy
Trường đại học công nghiệp Hà Nội
chọn lm23 = 70(mm)
- Chiều dài mayơ nửa khớp nối:
+ lm22 = (1,4…2,5).d2 = (1,4…2,5).55 = 77…137,5 (mm)
chọn lm22 =80 (mm)
Tra bảng 10.3.
Bảng 4.2.
Tên gọi
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành
trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết
quay
Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của
hộp
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
Chiều cao lắp ổ và đầu bulông
Ký hiệu và giá
trị
k1 = 10
K2 = 5
K3 = 10
hn = 15
- Khoảng côngxôn trên trục tính từ chi tiết ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ:
lc12 = 0,5(lm12 + bo) + k3 + hn = 0,5(50 + 21) + 10 +15 = 60,5 (mm)
lc22 = 0,5(lm22 + bo) + k3 + hn = 0,5(80 + 29) + 10 +15 = 79,5 (mm)
- Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay:
+ Trục I:
l12 = -lc12= -60,5 (mm)
l11 = (2,5…3)d1 = (2,5…3).35 = 87,5…105 chọn l11 = 95 (mm)
l13 = l11 +k1 + k2 + lm13 + 0,5(bo – b13cos1)
= 95 + 10 +5 + 50 + 0,5(21 – 30cos14o) = 156 (mm)
+ Trục II:
l22 = -lc22= -79,5 (mm)
l23 = 0,5.b13cos2 + k1+k2 + de1= 0,5.30cos76o + 10 + 5 + 104 = 122,6 (mm)
l21 = lm23+ bo + 3k1 + 2k2= 122,6 + 29 + 3.10 + 2.5 = 191,6 (mm)
SVTH: Nguyễn Tiến Tuấn
Lớp: CĐ CĐ 2-K12
21
Đồ án môn học chi tiết máy
Trường đại học công nghiệp Hà Nội
4.2.3. Xác định lực tác dụng lên các trục, xác định đường kính và chiều dài các
đoạn trục.
4.2.3.1. Trục I.
SVTH: Nguyễn Tiến Tuấn
Lớp: CĐ CĐ 2-K12
22
Đồ án môn học chi tiết máy
Trường đại học công nghiệp Hà Nội
Vị trí đặt lực của bánh răng 3: dương
r13 =
d e13 104
=
= 52
2
2
(mm)
cq1 = 1: Trục I ngược chiều kim đồng hồ.
cb13 = 1: Trục I là trục chủ động.
Lực vòng trên bánh răng: Ft13 =
Fx13 =
Fz13 =
(N)
r13
52
cq1cb13 Ft13 =
.1.1.3240 = 3240
r13
52
−
Fy13=
2T1
168500
=2
= 3240
d e13
104
(N)
r13 Ft13
52 3240
tgα n cosδ13 = − .
tg 20 o cos14o = −1144
o
r13 cos β
52 cos 0
Fr13tgα n sin δ13 = 3240.tg 20o sin 14o = 285
(N)
(N)
- Lực từ bánh đai tác dụng lên trục I:
Fx12 = Frsinα = 1733.sin50 = 1328 (N)
Fy12 = Frcosα =1733.cos50 = 1114 (N)
4.2.3.1.1. Xác định phản lực trên các gối đỡ.
- Trong mặt phẳng yoz:
( ) =F
→
∑M F
0
+ Phương trình mômen :
⇒
Fly11 =
x1
. l12+ Fly11. l11–Fy13.l13 –Fz13.r13 = 0
y12
Fy13l13 + Fz13r13 − Fy12.l12 1144.156 + 285.52 − 1114.60,5
=
= 1325
l11
95
∑F
y
+ Phương trình lực :
⇒
= Fly11+Fly10–Fy12–Fy13= 0
Fly10 = Fy12 +Fy13– Fly11 = 1144+1114–1325 = 933 (N)
- Trong mặt phẳng xoz:
SVTH: Nguyễn Tiến Tuấn
Lớp: CĐ CĐ 2-K12
23
(N)
Đồ án môn học chi tiết máy
Trường đại học công nghiệp Hà Nội
( )
→
∑M F
0
+ Phương trình mômen :
⇒
Flx11 =
+ Phương trình lực :
y1
=Fx12.l12+Flx11. l11–Fx13.l13 = 0
Fx13l13 − Fx12.l12 3240.156 − 1328.60,5
=
= 4475
l11
95
(N)
∑F
x
= Fx12-Flx10+ Fx13– Flx11 = 0
⇒ Flx10 = Fx12+Fx13-Flx11 = 1328+ 3240-4475 = 93 (N)
- Phản lực tổng trên hai ổ:
Fl x210 + Fl y210 = 932 + 9332 = 938
Flt10 =
(N)
Fl x211 + Fl y211 = 44752 + 13252 = 4667
Flt11 =
4.2.3.1.2. Tính mô men
– Tính mô men uốn Mx:
(N)
Mx12 = 0 (Nmm)
Mx10= Fy12.l12 = 1114.60,5 = 67400 (Nmm)
Mx11= Fy12.(l12+ l11)- Fly10.l11 = 1114(60,5 + 95)–933.95 = 84600 (Nmm)
= Fy12.(l12+ l13)- Fly10.l13- Fly11.(l13-l11)
= 1114(60,5 + 156)–933.156 – 1325.(156 – 95) = 14800 (N)
= Fy12.(l12+ l13)- Fly10.l13- Fly11.(l13-l11)- Fz13.r13
= 1114(60,5 + 156)–933.156 – 1325.(156 – 95) – 285.52 = -120 (Nmm)
– Tính mô men uốn My:
My12 = 0 (Nmm)
My10= Fx12.l12 = 1114.60,5 = 80300 (Nmm)
My11 = = Fx12.(l12+ l11)- Flx10.l11 = 1328(60,5 + 95)–93.95 = 197500 (Nmm)
My13 = = Fx12.(l12+ l13)- Flx10.l13- Flx11.(l13-l11) = 1328(60,5 + 156)–93.156 – 4475.(156 –
95) = 29 0 (Nmm)
– Tính mô men xoắn T:
T12 = 168500 (Nmm)
SVTH: Nguyễn Tiến Tuấn
Lớp: CĐ CĐ 2-K12
24
Đồ án môn học chi tiết máy
Trường đại học công nghiệp Hà Nội
T10 = 168500 (Nmm)
T11 = 168500 (Nmm)
= 168500 (Nmm)
= – Fx13.r13= 168500 – 3240.52 = 20 0 (Nmm)
4.2.3.1.3. Tính mô men uốn tổng Mj, mô men tương đương Mtđj tại các tiết diện j trên
chiều dài trục và đường kính trục tại tiết diện j.
Tra bảng 10.5 thép CT6, 45 có b 600 (Mpa) [] = 63 (Mpa)
M x212 + M y212 = 02 + 02 = 0
+ M12=
(Nmm)
M 122 + 0,75T122 = 02 + 0,75.1685002 = 145900
Mtđ12 =
M tđ 12
145900
=3
= 28,5
0,1[σ ]
0,1.63
3
d12 =
(Nmm)
(mm)
M x210 + M y210 = 674002 + 804002 = 104900
(Nmm)
+ M10=
M 102 + 0,75T102 = 1049002 + 0,75.1685002 = 385300
Mtđ10=
3
d10 =
M tđ 10
385300
=3
= 39,4
0,1[σ ]
0,1.63
(Nmm)
(mm)
M x211 + M y211 = 846002 + 1975002 = 214900
+ M11=
(Nmm)
Mtđ11=
3
d11 =
M 112 + 0,75T112 = 2149002 + 0,75.1685002 = 259800
M tđ 11
259800
=3
= 34,5
0,1[σ ]
0,1.63
SVTH: Nguyễn Tiến Tuấn
Lớp: CĐ CĐ 2-K12
(mm)
25
(Nmm)
