Tính toán thiết kế hộp giảm tốc - Môn: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Lớp: Máy thực phẩm

Lời cảm ơn. Với sinh viên ngành máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là môn học cơ bản cung cấp những kiến thức về kết cấu máy. Đây là bước khởi đầu quan trọng để các sinh viên tìm tòi, nghiên cứu các kiến thức chuyên ngành, phục vụ cho Đồ án tốt nghiệp sau này. Em xin chân thành cảm ơn các thầy giáo trong bộ môn Cơ sở thiết kế máy và robot, đặc biệt là TS. Nguyễn Tiến Dũng đã chỉ bảo em tận tình, giúp em hoàn thành tốt đồ án này. Hà Nội, ngày 1 tháng 11 năm 2004. Sinh viên Nguyễn Min

doc32 trang | Chia sẻ: huyen82 | Lượt xem: 2237 | Lượt tải: 2download
Tóm tắt tài liệu Tính toán thiết kế hộp giảm tốc - Môn: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Lớp: Máy thực phẩm, để xem tài liệu hoàn chỉnh bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
h Toàn Tính toán thiết kế hộp giảm tốc Số liệu cho trước: 1. Lực kéo băng tải 2.F = 1950 (N) 2. Vận tốc băng tải v = 2,5 (m/s) 3. Đường kính tang D = 350 mm 4. Thời gian phục vụ lh = 24 000 giờ 5. Số ca làm việc 3 6. Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài = 00 7. Đặc tính làm việc: êm. I. Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền. 1. Chọn động cơ - Xác định công suất đặt lên trục động cơ: Pyc = = = 6,25 (kW) Pct: công suất trên trục máy công tác. Pct = = = 4,875 (kW) Hiệu suất hệ dẫn động: h = hk.hol2.hbr.hx2.hot2 hk = 0,99 hiệu suất nối trục đàn hồi. hol = 0,99 hiệu suất một cặp ổ lăn hbr = 0,96 hiệu suất một cặp bánh răng trong hộp giảm tốc hx = 0,93 hiệu suất bộ truyền xích hot = 0,99 hiệu suất một cặp ổ trượt. - Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ điện: nsb = nct.usb. nct: số vòng quay trục công tác. nct = = = 136 (v/ph). Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống nsb: nsb = uh.ux Chọn uh = 4 tỉ số truyền sơ bộ hộp ux = 2,5 tỉ số truyền bộ truyền xích. usb = 4.2,5 = 10. ị nsb = 136.10 = 1 360 (v/ph) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: nđb = 1 500 (v/ph). Theo bảng P1.3 - Phụ lục với Pyc = 6,25 kW và nđb = 1 500 v/ph, chọn động cơ 132S4 có: Pđc = 7,5 kW, nđc = 1455 v/ph, cos j = 0,86, Tk/Tdn = 2, Tmax/Tdn = 2,2. 2. Phân phối tỉ số truyền: Xác định tỉ số truyền chung: uc = = = 10,7. Xác định tỉ số truyền của bộ truyền trong hộp: Chọn ux = 2,67. uh = = = 4. Thoả mãn uh > ung. Lập bảng tính toán các thông số trên các trục: Pct = 4,875 (kW). Pyc = 6,25 (kW). Pbr1 = Pyc.hk.hol = 6,25.0,99.0,99 = 6,13 (kW). Pbr2 = Pyc.hk.hol2.hbr = 6,25.0,99.0,992.0,96 = 5,82 (kW). Ptct1 = Ptct2 = Pct/2 (kW). nbr2 = nbr1/ubr nbr1 = nđb = 1455 (v/ph). ị nbr2 = 1455/4 = 364 (v/ph). ntrục công tác = nbr2/ux = 364/2,67 = 136 (v/ph). Tđc = 9,55.106. = 9,55.106. = 4,1.104 Nmm Tđc = 9,55.106. = 4,0.104 Nmm Tđc = 9,55.106. = 1,52.105 Nmm Tđc = 9,55.106. = 3,42.105 Nmm. Thông số Động cơ Trục br1 Trục br2 2 trục ct Công suất P (kW) 6,25 6,13 5,82 4,875 Tỉ số truyền u Khớp nối đàn hồi ubr = 4 ux = 2,67 Số vòng quay n (v/ph) 1455 1455 364 136 Momen xoắn T (Nmm) 4,1.104 4.104 1,52.105 3,42.105 II. Thiết kế các bộ truyền. 1. Tính toán bộ truyền xích. a. Chọn loại xích. Các thông số bộ truyền xích: - Công suất cần truyền P = 5,82 kW - Tỉ số truyền u = 2,67 - Số vòng quay n = 364 v/ph - Đường tâm các đĩa xích làm với phương ngang góc 00 - Bộ truyền làm việc 3 ca - Đặc tính làm việc: êm. Với các số liệu trên ta chọn xích con lăn. b. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích. - Chọn số răng đĩa xích. Với u = 2,67, chọn theo bảng 5.4 Số răng đĩa xích nhỏ Z1 = 26 Số răng đĩa xích lớn Z2 = Z1.u Z2 = 26.2,67 = 70 < ZMax = 120: thoả mãn. - Xác định bước xích p. Xuất phát từ điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn: Pd = Pt/kd = P.k.kz.kn/kd Ê [P] Pt: công suất tính toán (kW) P: công suất bộ truyền (kW) [P]: công suất cho phép (kW) kz = Z01/Z1 = 25/26 = 0,96 hệ số số răng. kn = n01/n1 = 400/364 = 1,1 hệ số vòng quay. kd: hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, chọn số dãy xích là 3: kd = 2,5. k: hệ số sử dụng. k = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc. Trong đó: k0 = 1 hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền. ka = 1 hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, chọn a = 40.p. kđc = 1 hệ số kể dến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích, chọn diều chỉnh một trong các đĩa xích. kbt = 1,3 hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn, điều kiện môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II. kđ = 1 hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng. kc = 1,45 hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền, làm việc 3 ca. k = 1.1.1.1,3.1.1,45 = 1,885 Pt = 5,82.1,885.0,96.1,1 = 11,58 (kW). Pd = 11,58/2,5 = 4,63. Theo bảng 5.5, với n01 = 400 v/ph, chọn bộ truyền xích 3 dãy có bước xích p = 15,875 mmm: [P] = 4,88 kW. Pt < [P]: thoả mãn. Theo bảng 5.8: p < pMax = 44,45 mm. - Khoảng cách trục và số mắt xích. a = 40.p = 40.15,875 = 635 mm Số mắt xích: x = + + = 2.40 + + = 129,22. Chọn: x = 130. Tính lại khoảng cách trục: a = 0,25.p. { x - + } = 0,25.15,875.{ 130 - + } = 641 mm. Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách a tính được cần giảm bớt 1 lượng: Da = 0,004.641 ằ 3 ị Vậy chọn a = 638 mm. Kiểm nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây: i = = 5 < [i] = 50. [i]: số lần va đập cho phép tra bảng 5.9. c. Kiểm nghiệm xích về độ bền. Hệ số an toàn: s = ³ [s]. Q: tải trọng phá hỏng, theo bảng 5.2 Q = 68,1 kN, khối lượng 1 m xích q= 2,8 kg. kđ = 1,7 hệ số tải trọng động, do tải trọng mở máy bằng 2 lần tải trọng danh nghĩa. Lực vòng: Ft = v = = = 4 m/s. Ft = = 1 455 (N). Fv: lực căng do lực ly tâm sinh ra. Fv = q.v2 = 2,8.42 = 44,8 (N) F0: lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra. F0 = 9,81.kf.q.a kf = 6 do bộ truyền nằm ngang. F0 = 9,81.6.2,8.0,638 = 105,1 (N) Vậy: s = = 25,9. Theo bảng 5.10, với n = 364 v/ph, p = 15,875 mm, ta có: [s] = 8,5. Do đó: s > [s] bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. d. Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục. - Xác định các thông số của đĩa xích. Đường kính vòng chia của đĩa xích: d1 = = = 131,7 mm. d2 = = = 353,8 mm. Theo các công thức trong bảng 13.4, ta có: da = p(0,5 + cotg ) da1 = 15,875(0,5 + cotg ) = 138,7 mm. da1 = 15,875(0,5 + cotg ) = 361,4 mm. Đường kính chân đĩa xích: df = d – 2r r = 0,5025.dl + 0.05 = 0,5025.10,61 + 0.05 = 5,4. d1 = 10,61 đường kính con lăn, tra theo bảng 5.2. df1 =131,7 – 2.5,4 = 120,9 mm. df2 = 353,8 – 2.5,4 = 343 mm. Vật liệu chế tạo đĩa xích và phương pháp nhiệt luyện: Tra bảng 5.11: Đĩa xích bị động có Z2 = 70 > 30, vận tốc xích v = 4 m/s < 5 m/s. ị Vật liệu làm đĩa xích là thép 45. Nhiệt luyện: tôi cải thiện. Độ rắn bề mặt: HB 170...210. ứng suất tiếp xúc cho phép [sH] = 500...600 MPa. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích: sH = 0,47. Ê [sH] Ft = 1455 N lực vòng. Fvđ lực va đập trên m dãy xích. Fvđ = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.364.15,8753.1 = 1,9 N. kd = 2,5 hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy. Kđ = 1 hệ số tải trọng động. kr = 0,43 hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích. E = 2,1.105 MPa. A: diện tích chiếu của bản lề. Tra bảng 5.12: A = 169 mm2. sH = 0,47. = 276 MPa. sH < [sH]: Thoả mãn độ bền tiếp xúc. - Xác định lực tác dụng lên trục. Lực căng trên bánh chủ động và bị động là: F1 = Ft + F2 F2 = F0 + Fv Ft = 1455 (N) lực vòng. F0 = 105,1 (N) lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra. Fv = 44,8 (N) lực căng do lực ly tâm sinh ra. F2 = 105,1 + 44,8 = 150 (N) F1 = 1455 + 150 = 1605 (N) Trong tính toán thực tế có thể bỏ qua F0 và Fv và lực tác dụng lên trục được tính theo công thức: Fr = kx.Ft kx = 1,15 hệ số kể đến trọng lượng xích. Fr = 1,15.1455 = 1673,25 (N). 2. Tính toán bộ truyền bánh răng côn. a. Chọn vật liệu. Bánh nhỏ: Thép 45, tôi cải thiện, độ rắn HB 280, sb1 = 850 MPa, sch1 = 580 MPa. Bánh lớn: Thép 45, tôi cải thiện, độ rắn HB 240, sb1 = 750 MPa, sch1 = 450 MPa. b. ứng suất cho phép. ứng suất tiếp xúc cho phép [sH] và ứng suất uốn cho phép [sF]: [sH] = ZR.ZV.KxH.KHL [sF] = YR.YS.KxF.KFC.KFL Chọn sơ bộ: ZR.Zv.KXH = 1 và YR.YS.KXF = 1. ị [sH] = KHL [sF] = KFC.KFL svà slà ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở. Tra theo bảng 6.2: s= 2HB + 70 s= 1,8HB ị s= 2.280 + 70 = 630 MPa s= 2.240 + 70 = 550 MPa s= 1,8.280 = 504 MPa s= 1,8.240 = 432 MPa. sH = 1,1 hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. sF = 1,75 hệ số an toàn khi tính về uốn. KFC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Đặt tải 1 phía: KFC = 1. KHL, KFL: hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền. KHL = KFL = mH = 6, mF = 6 bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn. NHO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO = 30.H ị NHO1 = 30.2802,4 = 22,4.106 NHO2 = 30.2402,4 = 15,5.106 NFO = 4.106 chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương: NHE = NFE = 60c.n.tS c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay. n: số vòng quay trong 1 phút. tS: tổng số giờ làm việc của bánh răng. NHE1 = NFE1 = 60.1.1455.24000 = 20,95.108 NHE2 = NFE2 = 60.1.364.24000 = 5,24.108 Ta thấy NHE > NHO nên: KHL1 = 1, KHL2 = 1 KFL1 = 1, KFL2 = 1. ị [s] = = 573 Mpa. [s] = = 500 Mpa. [s] = = 288 Mpa. [s] = = 247 Mpa. c. Xác định đường kính chia ngoài. Đường kính chia ngoài bánh răng côn chủ động xác định theo độ bền tiếp xúc: de1 = Kd. Truyền động bánh răng côn thẳng bằng thép Kd = 100 MPa1/3. KHb hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Tra bảng 6.21: KHb = 1,13. Kbe hệ số chiều rộng vành răng, với u = 4>3 chọn Kbe = 0,25. = = 0,57 ằ 0,6 T1 = 4.104 Nmm momen xoắn trên trục chủ động. de1 = 100. = 62,2 mm. [sH] = 500 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép. d. Xác định các thông số ăn khớp. Chọn m và Z như sau: Tra bảng 6.22 với de1 = 62,2 mm ị Z1p = 16. Z1 = 1,6.Z1p = 1,6.16 = 25,6 răng. Chọn Z1 = 26 răng. Với bánh răng côn răng thẳng: Zvn1 = Z1/cosd1. d1 = arrctg = arctg = 14,040. Zvn1 = = 26,8 > 17: thoả mãn điều kiện tránh cắt chân răng. Đường kính trung bình và mođun trung bình: dm1 = (1 – 0,5.Kbe).de1 = (1 – 0,5.0,25).62,2 = 54,43 mm. mtm = dm1/Z1 = 54,43/26 = 2,1. mte = mtm/(1 – 0,5.Kbe) = 2,1/(1 – 0,5.0,25) =2,4. Theo tiêu chuẩn bảng 6.8 ta chọn mte = 2,5. Tính lại mtm: mtm = mte.(1 – 0,5.Kbe) = 2,5.(1 – 0,5.0,25) = 2,1875. dm1 = Z1.mtm = 26.2,1875 = 56,875 mm. Số răng bánh 2: Z2 = u.Z1 = 4.26 = 104 răng. Re = 0,5.mte. = 0,5.2,5. = 134 mm. e. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. ứng suất tiếp xúc trên mặt răng bánh răng côn nhỏ phải thoả mãn điều kiện: sH = ZM.ZH.Ze. Ê [sH]. Trong đó: ZM: hệ số kể đến cơ tính vật liệu các bánh răng ăn khớp. Tra bảng6.5: ZM= 274 Mpa1/3. Ze: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Ze = ea: hệ số trùng khớp ngang. ea = (1,88 – 3,2( + )).cosbm = (1,88 – 3,2( + )).cos00. = 1,73. Ze = = 0,87. ZH: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Tra bảng 6.12: ZH = 1,76. KH: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH = KHb.KHa.KHv. KHb: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Tra bảng 6.21: KHb = 1,23. KHa: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, KHa = 1. KHv: hệ số kể dến tải trọng dộng xuất hiện trong vùng ăn khớp. KHv = 1 + nH = sH.g0.v. dm1 = 56,875mm đường kính trung bình bánh côn nhỏ. v = = = 4,33 m/s. sH = 0,006 tra ở bảng 6.15 go = 38 tra ở bảng 6.16. nH = 0,006.38.4,33. = 8,32. nH < nHMax = 160. b = Kbe . Re : chiều rộng vành răng. b = 0,25 .134 = 33,5. KHv = 1 + 8,32 . 33,5 .56,875 / (2.4.104.1,13.1) = 1,18 ị KH =1,13.1.1,18 = 1,333. sH = 274.1,76.0,87. = 458 Mpa. [sH] = [sH] . Zv . ZR. KxH [sH] = 500 MPa Zv : hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng. Zv = 0,85.v0,1= 0,85.4,330,1 = 0,984. ZR : hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc ZR = 1 KxH : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng KxH =1. [sH] = 500.1.0,984.1 = 492MPa sH < [sH] : thoả mãn độ bền tiếp xúc. g. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Điều kiện: sF1 = Ê [sF1] sF2 = sF1. Ê [sF2] Trong đó: mtm = 2,1875 môđun pháp trung bình. b = 33,5 chiều rộng vành răng. dm1 = 56,875 mm đường kính trung bình của bánh chủ động. Ye = 1/ea = 1/1,73 = 0,578 hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Yb =1 hệ số kể đến độ nghiêng của răng. YF1, YF2 hệ số dạng răng, tra bảng 6.18 với Zvn = 26,8. YF1 = 3,50,YF2 = 4,28. Tra bảng 6.20 X1 = 0,38; X2 = - 0,38. KF: hệ số tải trọng khi tính về uốn. KF = KFb KFa KFv KFb hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng. Tra bảng 6.21: KFb = 1,25. KFa hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp KFa =1. KFv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. KFv = 1 + nF = sF.g0.v. nF = 0,016.38.4,33. = 22,2. KFv = 1 + = 1,42 KF = 1,25.1.1,42 = 1,775. ị sF1 = = 81 Mpa. sF2 = = 99 Mpa. sF1 = 81 Mpa < [sF1] = 288 Mpa. sF2 = 99 Mpa < [sF2] = 247 Mpa. Hai bánh răng thoả mãn về độ bền uốn. h. Kiẻm nghiệm răng về quá tải. Khi làm việc răng có thể bị quá tải, với hệ số quá tải Kqt = TMax/T = 2,2. Kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại: ° sHMax = sH. Ê [sH]Max sH = 458 Mpa. [sH]Max = 2,8.sch = 2,8.580 = 1 624 Mpa. sHMax = 458. = 679 < [sH]Max ° sFMax = sF.Kqt Ê [sF]Max sFMax = 99.2,2 = 217,8 Mpa. [sF]Max = 0,8.sch = 0,8.580 = 464 Mpa. sFMax < [sF]Max Bộ truyền bánh răng thoả mãn điều kiện về quá tải. i. Xác định các kích thước hình học. Ta lập bảng tính các kích thước hình học theo các công thức ghi trong bảng 6.19: Thông số Kí hiệu Công thức Chiều dài côn ngoài Re Re = 0,5.mte. = 134 Chiều rộng vành răng b b = Kbe.Re = 33,5 Chiều dài côn trung bình Rm Rm = Re - 0,5.b = 117,25 Đường kính chia ngoài de de1 = mte.Z1 = 65 de2 = mte.Z2 = 260 Góc côn chia d d1 = arctg (Z1/Z2) = 14,040 d1 = 900 - d1 = 75,960 Chiều cao răng ngoài he he = 2.htte.mte + c = 5,5 htte = cos bm = 1 c = 0,2.mte = 0,5 Chiều cao đầu răng ngoài hae hae1 = (hte + xn1.cosbm).mte= 3,45 Với xn1 = x1 = 0,38 hae1 = 2.hte.mte - hae1 = 1,55 Chiều cao chân răng ngoài hfe hfe1 = he – hae1 = 2,05 hfe2 = he – hae2 = 3,95 Đường kính đỉnh răng ngoài dae dae1 = de1 + 2.hae1.cosd1 = 71,69 dae2 = de2 + 2.hae2.cosd2 = 260,75 Đường kính trung bình dm dm1 = (1 - 0,5.b/Re).de1 = 56,875 dm2 = (1 - 0,5.b/Re).de2 = 227,5 Mođun vòng trung bình mtm mtm = mte.Rm/Re = mte.(1 – 0,5.Kbe) = 2,1875 Mođun pháp trung bình mnm mnm = (mte.Rm/Re).cosbm = {mte – b/(Z1 + Z2)}.cosbm = 2,1875 III. Thiết kế trục và chọn ổ lăn. 1. Thiết kế trục. a. Chọn vật liệu. Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có sức bền cao, ít nhạy với tập trung ứng suất có thể nhiệt luyện, hoá nhiệt luyện được và dễ gia công. Chọn trục của bánh răng 1 và bánh răng 2 là thép 45, thường hoá, độ rắn HB = 179…217, sb = 600 Mpa, sch =340 Mpa. b. Tính thiết kế trục. * Tải trọng tác dụng lên trục: Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng côn răng thẳng: Ft1 = Ft2 = = = 1 407 (N) Fr1 = Fa2 = Ft1.tga.cosd1 = 1 407.tg 200.sin 14,040 = 497 (N). Fa1 = Fr2 = Ft1.tga.cosd1 = 1 407.tg 200.sin 14,040 = 124 (N). Lực tác dụng từ bộ truyền xích và khớp nối. - Lực tác dụng từ bộ truyền xích Fr = 1 673 (N). Fr là lực hướng kính, điểm đặt lực nằm trên đường tâm trục, tại điểm giữa đĩa xích và có chiều hướng từ tâm đĩa xích lắp trên trục đến tâm đĩa xích kia. - Khi sử dụng nối trục đàn hồi do sự không đồng tâm của các trục được nối, tải trọng phụ sẽ xuất hiện: Fkn = 0,2Ft = 0,2.2T/Dt. Dt = 100: Đường kính vòng tròn đi qua tâm các chốt. Fkn = 0,2. = 160 (N). * Tính sơ bộ trục. Đường kính trục xác định theo momen xoắn: d = T (Nmm) momen xoắn. [t] = 12…20 Mpa: ứng suất xoắn cho phép. Với trục bánh răng 1: Giữa trục động cơ và trục bánh răng 1 không nên chênh nhau nhiều: Chọn: d1 = 0,8.dđc = 0,8.38 = 30 mm. Với trục bánh răng 2: d2 = = 39,8á33,6. Chọn: d2 = 35 mm. * Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ, khe hở cần thiết: Từ đường kính d theo bảng 10.2,xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b0 d1 = 30 mm tương ứng b01 = 19 mm d2 = 35 mm b02 = 19 mm. Chiều dài mayơ đĩa xích: lm = 1,2d lm22 = lm24 = 1,2.35 = 42 mm. Chiều dài mayơ bánh răng côn: lm = 1,2d lm13 = 1,2.30 = 36 mm lm23 = 1,2.35 = 42 mm. Chiều dài mayơ nửa khớp nối: lm = 2.d lm12 = 2.30 = 60 mm. * Các kích thước liên quan đến chiều dài trục chọn: Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp k1=10. Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp k2 = 12. Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 15. Chiều cao nắp ổ và đầu bulông hn = 18. Trục thứ 1: lc12 = 0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(60 + 19) + 15 + 18 = 72,5 mm. l12 = - lc12 = - 72,5 mm. lc12 = (2,5 á3).d1. Chọn l11 = 2,5.d1 = 2,5.30 = 75 mm. l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5.( b01 – b13.cosd1) = 75 + 10 + 12 +36 + 0,5.(19 – 33,5.cos14,040) = 125 mm. Trục thứ 2: lc22 = 0,5.(lm22 + b02) + k3 + hn = 0,5.(42 + 21) + 15 + 18 = 64,5 mm. l12 = - lc12 = - 64,5 mm. l23 = 0,5.(lm23 + b02) + k1 + k2 = 0,5(42 + 21) + 10 +12 = 53,5 mm. l21 = 2(0,5.b02 + k1 + k2 +lm23 + dae2cotgd2- b.cosd2) = 2(0,5.21 + 10 +12 +42 + 260,75.cotg75,960 - 33,5.cos75,960) = 263 mm. lc24 = 2(0,5.b02 + lm23) + k3 + hn = 64,5 mm. l25 = l21 + lc24 = 263 + 64,5 = 327,5 mm. * Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục: Trục thứ 1: - Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng côn: Fxk1 = .cqk.cbki.Ftki Fyk1 = - .Ftki.tga.cosdki Fzk1 = Ftki.tga.sindki Trong đó: Fyki = rki = > 0 do điểm đặt lực nằm phía dưới. cbki = 1 do bánh răng 1 là bánh chủ động. cqk = -1 do trục quay cùng chiều kim đồng hồ. d13 < 0 do đỉnh côn nằm bên phải. Do đó: Fx13 = - = - 1407 (N) Fy13 = - 1407.tg200.cos(- 14,040) = - 497 (N) Fz13 = 1407.tg200.sin(- 14,040) = - 124 (N) Fkn = 160 (N). Hệ phương trình: - Fkn – Rxo – Rx1 – Fx13 = 0 - Ry0 – Ry1 – Fy13 = 0 - Fkn.lc12 + Rx1.l11+ Fx13.l13 = 0 Ry1.l11 + Fy13.l13 – Fz13.dm12/2 = 0. Thay số vào ta được: - 160 – Rxo – Rx1 – 1 407 = 0 - Ry0 – Ry1 – 497 = 0 - 160.72,5 + Rx1.l11+ 1 407.125 = 0 Ry1.75 + 497.125 – 124.56,875/2 = 0. Rx0 = 623 (N) Rx1 = - 2 190 (N) Ry0 = 283 (N) Ry1 = - 780 (N) Chiều Rx1, Ry1 chọn ngược lại. Vẽ biểu đồ momen uốn My, Mx và momen xoắn T. - Tính momen uốn tổng Mj và momen tương đương Mtđj tại các tiết diện j và trên chiều dài trục: Mj = Mtđj = M10 = 0 Nmm ị Mtđ10 = 34 641 Nmm. M11 = 11 600 Nmm ị Mtđ11 = = 36 532 Nmm. M12 = = 73 520 Nmm ị Mtđ12 = = 81 272 Nmm. M13 = 3 360 Nmm ị Mtđ13 = = 34 831 Nmm. - Đường kính trục tại các tiết diện j: dj = [s]: ứng suất cho phép, tra bảng 10.5 [s] = 63 Mpa. d10 = = 17,65 mm. d11 = = 17,97 mm. d12 = = 23,45 mm. d13 = = 17,68 mm. Chọn: d10 = 25 mm, d11 = 30 mm, d13 = 30 mm, d14 = 25 mm. - Định kết cấu trục. Kiểm nghiệm mối ghép then về độ bền dập và độ bền cắt. Kết quả tính như sau: d lt b´h t1 T sd tc 25 48 8´7 4 40 000 22,2 8,3 25 30 8´7 4 40 000 35,6 13,3 Trong đó: sd = Ê [sd] tc = Ê [tc]. Theo bảng 9.5 với tải trọng tĩnh [sd] = 150 Mpa, [tc] = 60 á 90 Mpa. Vậy cả hai mối ghép then đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt. Trục thứ 2: Từ giá trị và chiều các lực tác dụng của bánh côn 1 lên trục ta suy ra chiều và giá trị các lực tác động từ bánh côn 2 lên trục 2: Fx13 = 1 407 (N) Fy13 = 124 (N) Fz13 = - 497 (N). Lực tác dụng từ bộ truyền xích: Fr = 1 673 (N) chiều hướng theo chiều trục x. Hệ phương trình: Rxo + Rx1 - Fx23 = 0 2Fr + Fy23 - Ry0 – Ry1 = 0 Fr.lc22 – Fy23.l23 + Fz23.dm23/2 + Ry1.l21– Fr.l25 = 0 Fx23.l23 - Rx1.l21 = 0. Thay số vào ta được: Rxo + Rx1 - 1 407 = 0 2.1673 + 124 - Ry0 – Ry1 = 0 1673.64,5 – 124.53,5 + 497.227,5/2 + Ry1.263 –1673.327,5 = 0 1 407.53,5 – Rx1.263 = 0. Rx0 = 1 121 (N) Rx1 = 286 (N) Ry0 = 1 987 (N) Ry1 = 1 483 (N) Vẽ biểu đồ momen uốn My, Mx và momen xoắn T. Ta có: M20 = 0 Nmm ị Mtđ20 = 131 600 Nmm. M21 = 107 900 Nmm ị Mtđ21 = = 170 207 Nmm. M22 = 159 400 Nmm ị Mtđ22 = = 206 728 Nmm. M23 = 107 900 Nmm ị Mtđ23 = = 170 207 Nmm. M24 = 0 Nmm ị Mtđ24 = 131 600 Nmm. - Đường kính trục tại các tiết diện j: d20 = = 27,54 mm. d21 = = 30,0 mm. d22 = = 32,0 mm. d23 = = 30,0 mm. d24 = = 27,54 mm. ị Chọn: d20 = d24 = 30 mm, d21 = d23 = 35 mm. d22 = 38 mm. - Định kết cấu trục. Kiểm nghiệm mối ghép then về độ bền dập và độ bền cắt. Kết quả tính như sau: d lt b´h t1 T sd tc 30 34 8´7 4 152 000 99,3 37,3 38 34 10´8 5 152 000 78,4 21 Ba mối ghép then đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt. c. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. Hệ số an toàn: sj = ≥ [s] Trong đó: [s]: hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,52,5. s, s: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j: s= s= , : giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng. = 0,436. đối với thép cacbon. = 0,58 , , , : biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j : = = Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng : = 0 = = . Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn tác dụng theo ck mạch động = = , : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Ksdj và Ktdj: xác định theo công thức: K= K= Kx: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt. Ky: hệ số tăng bền bề mặt trục. và : hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. Kvà K: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn. Trục 1: Xét điểm 2 điểm nguy hiểm. s= s= -1 = 0,436.600 = 262 Mpa. -1 = 0,58.262 = 152 Mpa. Tính ạj và mj: mj = 0 ị m2 = 0. ạj = Maxj = Mj/Wj. M2 = 73 520 Nmm. W2 = = = 1 533. ị sa2 = = 48. Tính tmj và tạj: tmj = taj = = T2 = 40 000 Nmm. W02 = = = 3 066. tm2 = ta2 = = 6,5. Tra theo bảng 10.7: = 0,05 = 0. Tra theo bảng 10.8: Kx = 1,35. Tra theo bảng 10.9: Ky = 2. Tra bảng 10.10: es2 = 0,86: et2 = 0,80. Tra bảng 10.11: = 2,06; = 1,64. ị Ksd2 = = 1,21 Ktd2= = 1 ị ss2 = = 4,5 st2 = = 23,3 ị s2 = = 4,4 Trục 1 thoả mãn tính kiểm nghiệm về độ bền mỏi. Trục 2. Kiểm nghiệm tại tiết diện 2: -1 = 262 Mpa. -1 = 152 Mpa. Tính ạj và mj: m2 = 0. M2 = 159 400 Nmm. W2 = - = - = 4 668. ị sa2 = = 34,2. Tính tmj và tạ: tmj = tạ = = T2 = 152 000 Nmm. W02 = - = - =10 052. tm2 = ta2 = = 7,6. Ksd2 = 1,21 Ktd2 = 1. ị ss2 = = 6,33 st2 = = 20. ị s2 = = 6. Trục 2 thoả mãn tính kiểm nghiệm về độ bền mỏi. d. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột, tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh: stđ = Ê [s] Trong đó: s = t = [s] ằ 0,8.sch = 0,8.340 = 272 Mpa. Trục 1: s = = 47. t = = 12,8. stđ = = 52. stđ < [s]: trục 1 thoả mãn tính kiểm nghiệm về dộ bền tĩnh. Trục 2: s = = 25. t = = 17,7. stđ = = 39,6. stđ < [s]: trục 2 thoả mãn tính kiểm nghiệm về dộ bền tĩnh. 2. Chọn khớp nối. Khớp nối được chọn là nối trục đàn hồi. Chọn kích thước khớp nối dựa vào công thức: Tt = k.T Ê [T] T = 4,1.104 Nmm momen xoắn danh nghĩa. K = 1,2 hệ số chế độ làm việc. Momen tính toán: Tt = 1,2. 4,1.104 = 49,2 Nm. Động cơ được chọn là 4A132S4, tra bảng P1.7 - Phụ lục được đường kính trục động cơ d = 38 mm. Tra bảng 15.10 ta có kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi (mm): D = 140; dm = 80; L = 175; l = 110; d1 = 67; D0 = 100; Z = 6, nMax = 3800; B = 5; B1 = 42; l1 = 30; D3 = 28; l2 = 32. Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi: dc = 14; d1: M10; D2 = 20; l = 62; l1 = 34; l2 = 15; l3 = 28; h = 1,5. Kiểm nghiệm điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi: sd = Ê [sd] sd = = 418 367 (N/m2) sd = 0,418 Mpa < [sd] = 2 Mpa: thoả mãn. Điều kiện sức bền của chốt: su = Ê [su] l0 = l1 + l2/2 = 30 + 32/2 = 46. su = = 13 746 366 (N/m2). su = 13,7 Mpa < [su] = 60 Mpa: thoả mãn. Vậy điều kiện bền dập của vòng đàn hồi và điều kiện bền chốt thoả mãn. 3. Chọn ổ lăn. a. Chọn loại ổ lăn. Dùng ổ đũa côn, loại cố định cho cả hai trục 1 và 2 đảm bảo độ cứng vững và độ chính xác vị trí trục và chi tiết quay theo phương dọc trục. b. Chọn cấp chính xác ổ lăn. Dùng ổ lăn có cấp chính xác 0. c. Chọn kích thước ổ lăn. - Chọn ổ lăn theo khả năng tải động. Khả năng tải động: Cd = Q. Trong đó: Q: tải trọng động quy ước. L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay. m: bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn. Với ổ đũa m = 10/3. L: tính theo công thức: L = n: số vòng quay. Lh: tuổi thọ của ổ tính bằng giờ. Với ổ đũa côn: Q = (X.V.Fr + Y.Fa)ktkđ. Fr và Fa: tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục kN. kt = 1 hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ. kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng. Tra bảng 11.3: kđ = 1. X: hệ số tải trọng hướng tâm. Y: hệ số tải trọng dọc trục. Xét trục 1: Chọn chiều Fkn ngược lại phần tính trục để lực tác dụng lên ổ 0 và ổ 1 là lớn nhất. Ta có hệ phương trình: Fkn – Rxo – Rx1 – Fx13 = 0 - Ry0 – Ry1 – Fy13 = 0 Fkn.lc12 + Rx1.l11+ Fx13.l13 = 0 Ry1.l11 + Fy13.l13 – Fz13.dm12/2 = 0. Thay số vào ta được: 160 – Rxo – Rx1 – 1 407 = 0 - Ry0 – Ry1 – 497 = 0 160.72,5 + Rx1.l11+ 1 407.125 = 0 Ry1.75 + 497.125 – 124.56,875/2 = 0. Rx0 = 1 253 (N) Rx1 = - 2 500 (N) Ry0 = 283 (N) Ry1 = - 780 (N) Do đó: ổ 0: Fr0 = = = 1 285 (N) ổ 1: Fr1 = = = 2 620 (N). Tuổi thọ của ổ: L = = 2 095 Xác định các hệ số X và Y: Đường kính ngõng trục: d = 30 mm, tra bảng P2.11 ta có: Dùng ổ đũa côn cỡ nhẹ KH7206 có: C0 = 22,3 kN, C = 29,8 kN, a = 13,670. Với ổ đũa côn: Lực dọc trục bao gồm lực dọc trục ngoài do các chi tiết quay truyền đến ổ và lực dọc trục FS do các lực hướng tâm Fr tác dụng lên ổ sinh ra: Fr0 Fr1 Fs0 Fs1 Fat 0 1 FS = 0,83.e.Fr. e = 1,5.tga. FS0 = 0,83.1,5.tg13,670.1 285 = 389 (N) FS1 = 0,83.1,5.tg13,670.2 620 = 793 (N) Fat = 124 (N). Vậy: Fa0 = FS1 + Fat = 793 + 124 = 917 (N) Fa1 = FS0 - Fat = 389 - 124 = 265 (N). Ta có: Fa0 = 917 (N) > FS0 = 389 (N) ị Chọn Fa0 = 917 (N) Fa1 = 265 (N) < FS1 = 793 (N) ị Chọn Fa1 = 793 (N). Tính tỉ số: Fa / VFr. = = 0,71 > e = 0,365 Chọn: X0 = 0,4 Y0 = 0,4.cotga = 1,64. = = 0,303 < e Chọn: X1 = 1, Y1 = 0. ị Q0 = (0,4.1.1 285 + 1,64.917).1.1 = 2 018. Q1 = (1.1 2 620 + 0.793).1.1 = 2 620. Q1 > Q0, chọn Q1. Cd = 2 620. = 25 980. Dựa vào Cd tra kích thước ổ: C = 29 800 > Cd =25 980 (N) d = dngõng trục = 30 mm. Các kích thước chọn theo tiêu chuẩn: d = 30; D = 62; D1 = 67; B = 16; C1 = 14, T = 17,25; r = 1,5; r1 = 0,5; a = 3,5. Xét trục 2: ổ 0: Fr0 = = = 2 281 (N) ổ 1: Fr1 = = = 1 510 (N). Tuổi thọ của ổ: L = = 524. Xác định các hệ số X và Y: Đường kính ngõng trục: d = 35 mm, tra bảng P2.11 ta có: Dùng ổ đũa côn cỡ nhẹ KH7207 có: C0 = 26,3 kN, C = 35,2 kN, a = 13,830. Fr0 Fr1 Fs0 Fs1 Fat 0 1 FS0 = 0,83.1,5.tg13,830.2 281 = 699 (N) FS1 = 0,83.1,5.tg13,830.1 510 = 463 (N) Fat = 497 (N). Vậy: Fa0 = FS1 + Fat = 463 + 497 = 960 (N) Fa1 = FS0 - Fat = 699 - 497 = 202 (N). Ta có: Fa0 = 960 (N) > FS0 = 699 (N) ị Chọn Fa0 = 960 (N) Fa1 = 202 (N) < FS1 = 463 (N) ị Chọn Fa1 = 463 (N). Tính tỉ số: Fa / VFr. = = 0,42 > e = 0,369 Chọn: X0 = 0,4 Y0 = 1,62. = = 0,306 < e = 0,369 Chọn: X1 = 1, Y1 = 0. ị Q0 = (0,4.1.2 281 + 1,62.960).1.1 = 2 468. Q1 = (1.1 1 510 + 0.463).1.1 =1 510. Q0 > Q1: chọn Q0. Cd = 2 468. = 16 150. Dựa vào Cd tra kích thước ổ: C = 35 200 > Cd =16 150 (N) d = dngõng trục = 35 mm. Các kích thước chọn theo tiêu chuẩn: d = 35; D = 72; D1 = 77; B = 17; C1 = 15; T = 18,25; r = 2,0; r1 = 0,8; a = 4. - Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: Qt Ê C0. Qt: tải trọng tĩnh quy ước. C0: khả năng tải tĩnh. Xét trục 1: Qt = X0.Fr + Y0.Fa. X0 = 0,5. Y0 = 0,22.cotg 13,670 = 0,905. Qt = 0,5.2 260 + 0,905.793 = 2 027 (N) < Fr = 2 620. ị Chọn Qt = Fr = 2 620 (N) << C0 = 22 300 (N). Xét trục 2: Qt = 0,5.2 281 + 0,894.960 = 1 999 (N) < Fr = 2 281 ị Chọn Qt = Fr = 2 281 (N) << C0 = 26 300 (N). Vậy cả hai trục thoả mãn điều kiện tải trọng tĩnh. d. Khả năng quay nhanh của ổ. Số vòng quay tới hạn nth của ổ: nth = [dmn].k1.k2.k3/dm [dmn] thông số vận tốc quy ước, tra bảng 11.7: [dmn] = 3.105 v/ph. dm = 77 đường kính vòng tròn đi qua tâm các con lăn. k1 = 1 hệ số kích thước. k2 hệ số cỡ ổ, tra bảng 11.8: k2 = 1. k3 = 0,9 hệ số tuổi thọ. Vậy: nth = 3.105.1.1.0,9/77 = 3 500 v/ph. Vậy các ổ đũa côn đều thoả mãn khả năng quay nhanh của ổ. IV. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc. Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp. 1. Kết cấu hộp giảm tốc đúc. Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ: bảo đảm vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bặm. Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng. Hộp giảm tốc bao gồm: Thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ … Vật liệu đúc vỏ hộp: gang xám GX 15-32. a. Chọn bề mặt ghép nắp và thân. Bề mặt ghép của vỏ hộp (phần trên của vỏ là nắp, phần dưới là thân) đi qua các trục. Chọn bề mặt ghép song song với mặt đế. b. Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp. Tên gọi Biểu thức tính sơ bộ Chiều dày Thân hộp Nắp hộp d = 1,2.=1,2.=4,2<6ịChọn d=8 d1 = 0,9.d = 7 Gân Chiều dày gân Chiều cao Độ dốc e = 0,9. d = 0,9.8 = 7 H = 4. d = 4.8 = 32 ằ 20 Đường kính bulong Bulong nền Bulong cạnh ổ Bulong ghép bích nắp cửa thân Bulong ghép nắp ổ Bulong ghép nắp cửa thăm d1=1,6.=1,6.=8,5<12ịChọnd1=15 d2 = 0,8.d1 = 0,8.15 = 12 d3 = 0,8.d2 = 0,8.12 = 10 d4 = 0,65.d2 = 0,65.12 = 8 d5 = 0,5.d2 = 0,5.12 = 6 Mặt bích ghép nắp và thân Chiều dày bích thân Chiều dày bích nắp Bề rộng S = 1,7.d3 = 1,7.10 = 17 S1 = 1,5.d3 = 1,5.10 = 15 K1 = 3.d2 = 3.12 = 36 Mặt đế hộp Chiều dày Bề rộng S2 = 1,4.d1 = 1,4.15 = 21 K2 = 4.d1 = 4.15 = 60 Khe hở Giữa bánh răng và thành hộp Giữa bánh răng với đáy hộp Giữa bánh răng với nhau. D ≥ 0,6.d. Chọn D = 2,1.7 = 15 D1 ≥ 2,5.d. Chọn D1 = 5.7 = 35 D2 ≥ 0,4.d. Chọn D2 = 0,4.7 = 3. c. Một số kết cấu khác. 1. Bulong vòng. Để nâng và vận chuyển vỏ hộp giảm tốc, trên nắp và thân thường lắp thêm bu long vòng. Vật liệu: thép 20. Theo bảng 17.3b với Re = 134 ị Trọng lượng hộp Q = 60 kg. Từ bảng 17.3a, chọn các kích thước của bulong vòng: Ren d: M8: d1 = 36; d2 = 20; d3 = 8; d4 = 20; d5 = 13; h = 18; h1 = 6; h2 = 5; l = 20; f = 2; b = 10; c = 1,2; x = 2,5; r1 = 4; r2 =4. 2. Chốt định vị. Nhờ chốt định vị khi xiết bulong không làm biến dạng vòng ngoài của ổ do đó loại trừ được một trong các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng. Chọn loại chốt định vị là chốt trụ: f8; c = 1,2; l = 30. 3. Cửa thăm. Để kiểm tra, quan sát các tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Cửa thăm được đậy bằng nắp. Trên nắp lắp thêm nút thông hơi. Kích thước cửa thăm chọn theo bảng 17.5: A = 100; B = 75; ._.

Các file đính kèm theo tài liệu này:

  • docToan n3.doc
  • dwgToan h13.dwg
  • dwgToan h14.dwg
  • bakToan t12.bak
  • dwgToan t12.dwg