Tài liệu Thiết kế trục, lựa chọn ổ lăn và khớp nối

Đồ án chi tiết máy MỤC LỤC I. TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG..............................................................................................................3 1. Chọn động cơ....................................................................................................................................................3 1. Chọn động cơ....................................................................................................................................................3 2. Phân phối tỉ số truyền......................................................................................................................................4 2. Phân phối tỉ số truyền.......................................................................................................................................4 3. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục..........................................................................4 3. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục.............................................................................4 II. THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN.....................................................................................................................5 1. Thiết kế bộ truyền bánh răng..........................................................................................................................5 1. Thiết kế bộ truyền bánh răng............................................................................................................................5 2. Thiết kế bộ truyền trục vít.............................................................................................................................10 2. Thiết kế bộ truyền trục vít..............................................................................................................................10 3. Thiết kế bộ truyền ngoài................................................................................................................................16 3. Thiết kế bộ truyền ngoài.................................................................................................................................16 III. THIẾT KẾ TRỤC, LỰA CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI......................................................................21 1. Sơ đồ phân tích lực chung.............................................................................................................................21 1. Sơ đồ phân tích lực chung..............................................................................................................................21 2. Thiết kế trục....................................................................................................................................................22 2. Thiết kế trục....................................................................................................................................................22 3. Chọn then........................................................................................................................................................39 3. Chọn then........................................................................................................................................................39 4. Chọn ổ lăn.......................................................................................................................................................40 4. Chọn ổ lăn.......................................................................................................................................................40 5. Chọn khớp nối................................................................................................................................................48 5. Chọn khớp nối................................................................................................................................................48 IV. TÍNH TOÁN VÀ CHỌN CÁC YẾU TỐ CỦA VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC.........................49 1. Các kích thước của vỏ hộp giảm tốc..........................................................................................................49 1. Các kích thước của vỏ hộp giảm tốc...........................................................................................................49 2. Một số chi tiết khác....................................................................................................................................51 2. Một số chi tiết khác....................................................................................................................................51 V. BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP..................................................................................................53 1. Bôi trơn các bộ truyền trong hộp..................................................................................................................53 1. Bôi trơn các bộ truyền trong hộp....................................................................................................................53 2. Bôi trơn ổ lăn..................................................................................................................................................53 2. Bôi trơn ổ lăn..................................................................................................................................................53 3. Điều chỉnh ăn khớp .......................................................................................................................................54 3. Điều chỉnh ăn khớp ........................................................................................................................................54 1 Đồ án chi tiết máy VI. BẢNG KÊ KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP.................................................................................55 TÀI LIỆU THAM KHẢO.................................................................................................................................57 2 Đồ án chi tiết máy I. TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG 1. Chọn động cơ  Công suất Công suất động cơ chọn cần thỏa mãn yêu cầu: Pđc > Pyc với β Pyc = Ptđ = Pct η Ta có: Pct = Fv 7500.0,65 = = 4,88 1000 1000 (kW) 2 T  t t 5 3 β = 1 +  2  2 = + 0,7 2 = 0,9 tck  T1  t ck 8 8 Từ công thức 2.9[1] ta có: 3 η =ηKηol ηotηxηtvηbr Với Theo bảng 2.3[1] ta có: ηol = 0,99 ηbr = 0,97 ηot = 0,99 ηtv = 0,8 η x = 0,96 Với ηol ,ηot ,ηx ,ηbr ,ηtv lần lượt là hiệu suất của cặp ổ lăn, ổ trượt, xích, cặp bánh răng và cặp trục vít – bánh vít. Hiệu suất nối trục di động ηK = 0,99 Vậy η = 0,99 . 0,99 . 0,993 . 0,96 . 0,97 . 0,8 = 0,71. Do đó: Pyc = 4,88.0,9 =6,19 (kW). 0,71  Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ điện Theo công thức 2.16[1] nct= 60000v 60000.0,65 = = 35,49 (vòng/phút) πd 3,14.350 Theo công thức 2.15[1], tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống dẫn động là: usb= usbhộp. usbxích= usbbánh răng. usbtrụcvít. usbxích Từ bảng 2.4[1] chọn usbbánh răng =2; usbtrụcvít = 20; usbxích = 2; ⇒ usb = 2.20.2 = 80. Theo công thức 2.18[1] số vòng quay sơ bộ động cơ là: nsb = usb . nct = 80.35,49 = 2839 (vòng/phút) Vậy chọn số vòng quay đồng bộ động cơ là nđb = 3000 (vòng/phút) 3 Đồ án chi tiết máy Từ bảng P1.1[1] với Pyc = 6,19 kW, nđb = 3000 (vòng/phút) Ta chọn động cơ có ký hiệu K160S2 có Pđc = 7,5kW, nđc = 2935 vòng/phút, dđc = 38 mm Tk T = 2,2 > mm = 1,4 Tdn T 2. Phân phối tỉ số truyền  Tỉ số truyền chung Ta có công thức tính tỉ số truyền chung: nđc 2935 uch = n = 35,49 = 82,7 =uhộp . ungoài ct chọn sơ bộ ungoài = 2 82,7 ⇒ uhộp = = 41,35 = u1 × u 2 2  Phân phối tỉ số truyền Theo công thức kinh nghiệm, tỉ số truyền của trục vít trong bộ truyền bánh răng – trục vít trong khoảng (10 – 20), chọn utrục vít = 17 41,35 ⇒ ubánh răng = = 2,43 < 2,5 17 Khi đó ungoài = 82,7 = 2,00 2,43.17 3. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục Kí hiệu: Trục 1 là trục nối bánh răng – động cơ Trục 2 là trục trục vít nối bánh răng Trục 3 là trục bánh vít Ta có: Pct Fv 7500.0,65 = = = 5,13 (kW) ηot .η x 1000.ηol .η x 1000.0,96.0,99 P3 5,13 P2 = = = 6,48 (kW) ηol .ηtv 0,8.0,99 P2 6,48 P1 = = = 6,75 (kW) ηol .ηbr 0,97.0,99 P1 6,75 Pđc' = = = 6,89 (kW) ηol .η K 0,99.0,99 P3 = n1 = nđc = 2935 (vòng/phút) n 2935 n 1208 1 n2 = u = 2,43 = 1208( vòng / phút ) 1 2 n3 = u = 17 = 71( vòng / phút ) 2 4 Đồ án chi tiết máy n 71 3 nct = u = 2 = 35,5(vòng / phút ) x P1 9,55.10 6.6,75 = = 21963 (N.mm) n1 2935 P 9,55.10 6.6,48 T2 = 9,55.10 6. 2 = = 51228 (N.mm) n2 1208 T1 = 9,55.10 6. T3 = 9,55.10 6. Tđc P3 9,55.10 6.5,13 = = 690021 n3 71 (N.mm) ' Pđc 9,55.10 6.6,89 = 9,55.10 . = = 22419 (N.mm) nđc 2935 6 Tct = 9,55.10 6. Pct 9,55.10 6.4,88 = =1313159 nct 35,49 (N.mm) Ta có bảng sau: Trục Thông số Tỉ số truyền u Công suất P, kW Số vòng quay n, vòng/phút Momen xoắn T, N.mm II. Động cơ 1 1 2 3 2,43 17 6,75 6,48 5,13 2935 1208 71 21963 51228 690021 6,89 2935 22419 Công tác 2,00 4,88 35,5 1313159 THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 1. Thiết kế bộ truyền bánh răng Các thông số bộ truyền bánh răng u1 = 2,43 P1 = 6,75 kW P2 = 6,48 kW n1 = 2935 vòng/phút, n2 = 1208 vòng/phút T1 = 21936 N.mm, T2 = 51228 N.mm a. Chọn vật liệu Do bánh răng chế tạo không có yêu cầu gì đặc biệt nên chọn vật liệu là thép. Bộ truyền chịu công suất trung bình , ta dùng thép nhóm І. Với bánh nhỏ (bánh 1), chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB241...285 có σb1 = 850 MPa, σchảy1 = 580 MPa Với bánh lớn (bánh 2), chọn thép 45 ,tôi cải thiện đạt độ rắn HB192...240 có σb2 = 750 MPa, σchảy2 = 450 MPa b. Xác đinh ứng suất cho phép 5 Đồ án chi tiết máy Theo công thức 6.1[1], 6.1[2], ứng suất cho tiếp xúc cho phép [σ H] và ứng suất uốn cho phép [σF] xác định như sau: [σ H ] = σ H lim Z R ZV K XH K HL o SH [σ H ] = σ F lim YRYS K XF K FC K FL o Chọn sơ bộ Do đó ta có: σ SF Z R ZV K XH =1 YRYS K XF = 1 σ Ho lim [σ H ] = K HL SH σ Fo lim [σ F ] = K FC K FL SF Theo bảng 6.2[1], với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn 180...350 HB thì = 2HB + 70, SH = 1,1; σ Fo lim = 1,8HB; SF = 1,75. Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, bánh lớn HB2 = 230 Khi đó σHo lim1 = 2HB1 + 70 = 245.2 + 70 = 560 MPa σFo lim1 = 1,8HB1 = 1,8.245 = 441 MPa σ Ho lim 2 = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa σ Fo lim 2 =1,8HB2 = 1,8.230 = 414 MPa Theo công thức 6.5[1] ta có: 2, 4 NHO = 30. H HB 1 2, 4 ⇒ H NHO1 = 30. HB1 = 30.2452,4 = 1,6.107 2, 4 2,4 NHO2 = 30. H HB = 1,39.107 2 = 30.230 Từ công thức 6.7[1] o H lim N HE  Ti = 60c ∑ T  max 3    .ni ti  n1  3 5 3 3 1 . + 0,7  u1  8 8 2935  3 5 3 3 7 = 60.1.20000 2,43 1 . 8 + 0,7 8  = 109,22.10 > N HO 2   N HE 1 = N HE 2 = 60ct ∑ ⇒ KHL2 = 1 NHE1 > NHO1 ⇒ KHL1 = 1. σ Ho lim1 560.1 [σ H ] 1 = K HL1 = = 509( MPa ) Vậy SH 1,1 σ Ho lim 2 530.1 [σ H ] 2 = K HL 2 = = 481,8( MPa ) SH 1,1 Do bộ truyền sử dụng bánh răng thẳng ⇒ [σ H ] = min( [σ H ]1 , [σ H ] 2 ) ⇒ [σ H ] = 481,8 (MPa) 6 Đồ án chi tiết máy Theo công thức 6.7[1]  Ti N FE = 60c ∑ T  max 3    .ni t i  n1  6 5 6 3 1 . + 0,7  u1  8 8 2935  6 5 6 3 7 = 60.1.20000 2,43 1 . 8 + 0,7 8  = 96,98.10   N FE 1 = N FE 2 = 60ct∑ Do NFO = 4.106 ⇒ NFE1 > NFO, NFE2 > NFO Vậy: σ Fo lim1 441.1.1 [σ F 1 ] = K FC K FL1 = = 252( MPa ) SF 1,75 o [σ F 2 ] = σ F lim 2 K FC K FL 2 = 414.1.1 = 263,5( MPa ) SF 1,75  Ứng suất quá tải cho phép Theo công thức 6.10[1] và 6.11[1] ta có: [σ H ] max = 2,8.σchảy = 2,8.450 = 1260 (MPa) [σ F 1 ] max = 0,8.σch1 = 0,8.580 = 464 (MPa) [σ F 2 ] max = 0,8.σch2 = 0,8.450 = 360 (MPa) c. Xác định thông số bộ truyền  Xác định sơ bộ khoảng cách trục Theo công thức 6.15a[1] ta có: aw1 ≥ K a ( u1 + 1) T1 K Hβ [σ H ] 2 u1ψ ba Với Ka : hệ số phụ thuộc vật liệu Theo bảng 6.5[1], ta có Ka = 49,5 ψba , theo bảng 6.6[1] tacó ψba =0,3. Theo công thức 6.16[1] ta có ψ bd = 0,53ψ ba ( u + 1) = 0,53.0,3.( 2,43 + 1) = 0,55 K Hβ : hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Theo bảng 6.7[1], với ψbd =0,55 ⇒ K Hβ = 1,02 Vậy a w1 ≥ 49,5( 2,43 +1) 21963.1,02 481,8 2.2,43.0,3 = 86,53( mm) Lấy aw1 = 90 (mm)  Xác định môđum m1 = (0,01 ÷ 0,02)aw1 = (0,01 ÷ 0,02).90 = 0,9 ÷ 1,8 Theo tiêu chuẩn chọn m1 = 1,5  Xác định số răng Số răng bánh nhỏ là: 7 Đồ án chi tiết máy z1 = 2a w1 2.90 = = 34,98 m1 ( u1 + 1) 1,5(2,43 + 1) Chọn z1 = 35 ⇒ z2 = 2,43.35 = 85,05. Chọn z2 = 85 u1, = Khi đó 85 = 2,43 35 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ là: d w1 = 2a w1 2.90 = = 52,5( mm ) u1 + 1 2,43 + 1 d. Kiểm nghiệm  Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo công thức 6.33[1], ta có: σH = 2T1 K Hβ ( u + 1) Z M Z H Zε d w1 bω u1 Trong đó: ZM : hệ số kể đến cơ tính vật liệu Vật liệu là thép có ZM = 275 MPa1/3 ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH = => ZH = Zε = 2 sin 2α , với α = 90o 2 = 1,76 sin 40 4 − εα . Theo công thức 6.38b[1] ta có: 3 1 1    εα = 1,88 – 3,2  +  = 1,88 − 3,2 +  = 1,75  35 85   z1 z 2  => Z ε = 1 1 4 − 1,75 = 0,87 3 KH = KHv.KHβ trong đó: KHv : hệ số tải trọng động. theo bảng P2.3[1] chọn KHv = 1,21 Với v1 = πdω1n1 3,14.52,5.2935 = = 8,06( m / s ) , chọn cấp chính xác 7 60000 60000 KHβ : hệ số phân bố không đều tải trọng trên vành răng, KHβ =1,02 bω : chiều rộng vành răng bω = ψ ba aω1 = 0,3.90 = 27( mm ) Vậy ta có: 274.1,76.0,87 2.21963.1,02.1,26( 2,43 + 1) σ = = 434,25( MPa ) H 52,5 27.2,43 -Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H ] = [σ H ] Z v Z R Z XH - Z R : hệ số xét đến nhám bề mặt răng 8 Đồ án chi tiết máy Cấp chính xác động học là 7, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 6, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 0,4÷0,8 μm Tra bảng ta được Z R = 1 - Zv = 0,85v0,1. Với v = 8,06 m/s ta có Zv = 0,85.8,060,1 = 1,05 - ZXH = 1 ( do da <700 mm) => [σ H ] = 481,8.1.1,05.1 = 505,89 (MPa) => σ H < [σ H ] Vậy vật liệu làm răng thoả mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc.  Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo công thức 6.43[1] ta có: σ F1 = 2T1 K F Yε Yβ YF1 bω1d ω1m1 ≤ [σ F 1 ] Với T1 = 21963 Nmm, dω1 = 52,49 mm; bω1=27 mm; m1 = 1,5 mm. 1 -Yε = ε : hệ số trùng khớp răng. Với εα =1,75 => Yε = α 1 =0,57 1,75 -Yβ = 1 (răng thẳng) -YF1,YF2 : hệ số dạng răng. Theo bảng 6.18[1] ta có YF1 = 3,77 YF2 = 3,61 -KF = K Fα K Fβ K Fv Với K Fα = 1 (răng thẳng) K Fβ : theo bảng 6.7[1] tra được K Fβ = 1,02 -KFv :hệ số tải trọng động. Theo bảng P2.3, chọn KFv = 1,62. Vậy: 2.21963.1.1,62.1,02.0,57.1.3,77 σF 1 = =82( MPa ) 25,5.49,65.1,5 Theo công thức 6.44[1] ta có: YF 2 3,61 = 82. = 78,5( MPa ) YF 1 3,77 [ σ F1 ] =252 MPa, [ σ F 2 ] = 263,5 MPa => σF1 < [ σ F1 ] , σF2 <[ σ F 2 ] σ F 2 = σ F 1. => cặp bánh răng thoả mãn điều kiện về mỏi.  Kiểm nghiệm răng về quá tải Theo công thức 6.48[1] với Kqt = σ H 1 max = σ H Tmax = 1,4 T K qt = 434,25. 1,4 = 513,81 < [σ H ] max =1260 (MPa) Theo công thức 6.49[1] σ F 1 max = σ F 1.K qt = 82.1,4 = 114,8 < [σ F 1 ] max = 464( MPa ) σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 78,5.1,4 = 119,9 < [σ F 2 ] max = 360( MPa ) Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện về quá tải. e. Các thông số của bộ truyền là 9 Đồ án chi tiết máy -Khoảng cách trục: -Modum: -Chiều rộng vành răng -Tỉ số truyền: -Số răng -Đường kính vòng chia -Đường kính vòng đỉnh răng -Đường kính vòng lăn -Đường kính vòng đáy răng aω1 = 90 mm m1 = 1,5 mm bω1 = 27 mm u1 = 2,43 z1 =35, z2 = 85 d1 = mz1 = 1,5.35 = 52,5 (mm) d2 = mz2 = 1,5.85 = 127,5 (mm) da1 = d1 + 2m1 = 52,5+2.1,5 = 55,5 (mm) da2 = d2 + 2m1 = 127,5+2.1,5 =130,5 (mm) dω1 = 52,5 (mm) dω2 = dω1.u=52,49.2,43=127,5 (mm) df1=d1–2,5.m1 = 52,5 -2,5.1,5=48,75 (mm) df2=d2–2,5.m1=127,5-2,5.1,5=123,75(mm) 2. Thiết kế bộ truyền trục vít Các thông số của bộ truyền trục vít: u2 =17 P2 = 6,48 kW, P3 = 5,13 kW n2 = 1208 vòng/phút; n3 = 71 vòng/phút T2 =51228 Nmm; T3 = 690021 Nmm. a. Chọn vật liệu  Tính sơ bộ vận tốc trượt Theo công thức 7.1[1], ta tính vận tốc trượt sơ bộ: vs = 4,5.10-5n2 T3 = 4,5.10 .1208. 690021 = 4,78( m / s ) vs < 5 m/s. Sử dụng đồng thanh không thiếc ЬpЖH 10-4-4 để chế tạo bánh vít có σb= 600 MPa, σch = 200 MPa. Sử dụng thép 45 để chế tạo trục vít, tôi bề mặt đạt độ cứng HRC45 f. Xác định ứng suất cho phép  Ứng suất tiếp xúc cho phép Theo bảng 7.2[1], với bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc ЬpЖH10-4-4.  Ứng suất uốn cho phép Theo công thức 7.6[1] ta có: 3 −5 3 [σ F ] = [σ FO ].K HL Trong đó [σ FO ] : ứng suất uốn cho phép với 106 chu kỳ Bộ truyền quay 1 chiều, theo công thức 7.7[1] ta có: [σ FO ] = o,25.σ b + 0,08σ ch = 0,25.600 + 0,08.200 = 166( MPa) KFL: hệ số tuổi thọ. Theo công thức 7.9[1] ta có: K FL = 9 10 6 N FE Với 10 Đồ án chi tiết máy 9 N FE = => NHE = => 60. K FL = 8 Vậy 9  T3i  n2  T3i  ti   60∑   n3iti = 60 t∑ ∑   . u2  T3m  t∑  T3 max  1280 3  5 20000.19 + 0,7 9  = 54,58.10 6 17 8  8 10 6 = 0,64 54,58.10 6 [σ F ] = [σ FO ].K HL = 166.0,64 = 106,24 (MPa)  Ứng suất cho phép khi quá tải Theo công thức 7.14[1], ta có: [σ H ] max = 2.σ ch = 2.200 = 400( MPa ) [σ F ] max = 0,8.σ ch = 0,8.200 = 160( MPa ) g. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền  Khoảng cách trục Với u2 = 17, chọn z1 = 2 => z2 = u2z1 = 17.2 = 34 (răng) Chọn sơ bộ q = 0,3.z2 = 0,3.34 = 10,2 Theo bảng 7.3[1], chọn q = 10 T3 = 690021 Nmm Chọn sơ bộ KH = 1,2 Theo công thức 7.16[1] ta có: 2 aω 2  170  T3 K H  = ( z 2 + q )  [ ] z σ q  2 H  3 => aω2 = ( 34 +10) 3 2  170  690021.1,2 = 175( mm )   10  34.180  Chọn aω2 = 180 mm.  Mođum dọc trục vít Theo công thức 7.17[1]: 2aω 2 2.175 m2 = z + q = 34 + 10 = 7,95 2 Theo tiêu chuẩn chọn m2 = 8 Khi đó aω 2 = m2 ( z2 + q ) = 8.( 34 + 10) = 176( mm) 2 2 Lấy aω2 = 180 mm, khi đó hệ số dịch chỉnh là: 11 Đồ án chi tiết máy aω 2 174 x = m − 0,5.( q + z 2 ) = 8 − 0,5(10 + 34) = −012,5( mm ) 2 thoả mãn điều kiện -0,7 < x < 0,7 h. Kiểm nghiệm  Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc  Tính lại vận tốc trượt Theo công thức 7.20[1]: vs = πdω 2 n2 60000. cos γ ω Với dω2 = m2(q + 2x) = 8.(10 - 2.0,125) = 78 (mm) z 2 o ' γω = arctg q +12 x = arctg 10 + 2.0,5 = 10 18 Do đó: vs = 3,14.78.1208 = 5,03( m / s ) 60000. cos10,3 Do vậy ta phải chọn lại vật liệu Sử dụng đồng thanh thiếc ЬрОЦС5-5-5 có σb= 245 MPa, σch = 90 MPa. Sử dụng thép 45 để chế tạo trục vít, tôi bề mặt đạt độ cứng HRC45. - Xác định ứng suất cho phép  Ứng suất tiếp xúc cho phép Theo công thức 7.2[1] : [σ H ] = [σ HO ].K HL Với: - [σ HO ] : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với 107 chu kỳ Theo ct 7.3[1]: [σ HO ] =0,9σb = 0,9.245 = 220,5 (MPa) -KHL: hệ số tuổi thọ. Theo ct 7.4[1] K HL = 8 10 7 N HE trong đó N HE : số chu kỳ thay đổi tương đương Theo công thức 7.5[1] ta có: 4 N HE = => NHE = K HL = 8 60. 4  T3i  n2  T3i  ti   60∑   n3iti = 60 t∑ ∑   . u2  T3m  t∑  T3 max  1280 3  5 20000.14 + 0,7 4  = 6,46.10 7 17 8  8 10 7 = 0,79 6,46.10 7 Vậy [σ H ] = [σ HO ].K HL = 220,5.0,79 = 174,2 (MPa)  Ứng suất uốn cho phép 12 Đồ án chi tiết máy Theo công thức 7.6[1] ta có: [σ F ] = [σ FO ].K HL Trong đó [σ FO ] : ứng suất uốn cho phép với 106 chu kỳ Bộ truyền quay 1 chiều, theo công thức 7.7[1] ta có: [σ FO ] = o,25.σ b + 0,08σ ch = 0,25.245 + 0,08.90 = 68,45(MPa) K FL = 9 10 6 N FE Với 9 N FE = => NHE = => 60. K FL = 8 Vậy 9  T3i  n2  T3i  ti   60∑   n3iti = 60 t∑ ∑   . u2  T3m  t∑  T3 max  1280 3  5 20000.19 + 0,7 9  = 54,58.10 6 17 8  8 10 6 54,58.10 6 = 0,64 [σ F ] = [σ FO ].K HL = 68,45.0,64 = 41,75 (MPa)  Ứng suất cho phép khi quá tải Theo công thức 7.13[1], ta có: [σ H ] max = 4.σ ch = 4.90 = 360( MPa ) [σ F ] max = 0,8.σ ch = 0,8.90 = 72( MPa ) -Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền  Khoảng cách trục Với u2 = 17, chọn z1 = 2 => z2 = u2z1 = 17.2 = 34 (răng) Chọn sơ bộ q = 0,3.z2 = 0,3.34 = 10,2 Theo bảng 7.3[1], chọn q = 10 T3 = 690021 Nmm Chọn sơ bộ KH = 1,2 Theo công thức 7.16[1] ta có: 2 aω 2  170  T3 K H  = ( z 2 + q )  q  z 2 [σ H ]  3 2   => aω2 = ( 34 +10)3  34170 .174,2 690021.1,2 =179,78( mm ) 10   Chọn aω2 = 180 mm.  Mođum dọc trục vít Theo công thức 7.17[1]: 2aω 2 2.180 m2 = z + q = 34 + 10 = 8,18 2 13 Đồ án chi tiết máy Theo tiêu chuẩn chọn m2 = 8 aω 2 = Do đó m2 ( z2 + q ) = 8.( 34 + 10) = 176( mm) 2 2 Lấy aω2 = 180 mm, khi đó hệ số dịch chỉnh là: aω 2 180 x = m − 0,5.( q + z 2 ) = 8 − 0,5(10 + 34 ) = 0,5( mm ) 2 thoả mãn điều kiện -0,7 < x < 0,7 i. Kiểm nghiệm  Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc  Tính lại vận tốc trượt Theo công thức 7.20[1]: vs = πdω 2 n2 60000. cos γ ω Với dω2 = m2(q + 2x) = 8.(10 + 2.0,5) = 88 (mm) z 2 o ' γω = arctg q +12 x = arctg 10 + 2.0,5 = 10 18 Do đó: vs = 3,14.88.1208 = 5,65( m / s ) 60000. cos10,3 Theo bảng 7.6[1], với vt = 5,56 (m/s), chọn cấp chính xác cho bộ truyền trục vít là cấp 7. Với vt = 5,56 m/s, cấp chính xác 7, tra bảng 7.7[1] ta được KHv = 1,05 Theo công thức 7.24[1] z  K Hβ = 1 +  2  θ  3   T 1 − 3m   T3 max  Với θ : hệ số biến dạng trục vít. Theo bảng 7.5[1], với z 1 = 2, q = 10 tra được θ =86 T3m: mômen xoắn trung bình trên trục vít Vậy: 3 5 3  34   K Hβ =1 +   1 −1 − 0,7  =1,007 8 8  86   Theo công thức 7.23[1]: KH = KHvKHβ = 1,05.1,007= 1,06 Theo công thức 7.19[1] ta có: σH 170 3 = z2 3  z 2 + q  T3 K H 170 3   = q 34  aω  3  34 + 10  690021.1,06 = 163,42( MPa )   10  180  => σ H < [ σ H ] =179,2 (MPa) [σ H ] − σ H = 179,2 − 163,42 = 8,8( %) Xét [σ H ] 179,2 Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện độ bền tiếp xúc  Kiểm nghiệm độ bền uốn Theo công thức 7.26[1] 14 Đồ án chi tiết máy σF = 1,4.T3YF K F ≤ [σ F ] b2 d 2 mn 2 Trong đó -mn2 = m2cosγ: môdum pháp của răng bánh vít z 2 o Với γ = arctg q1 = arctg 10 = 11.3 => mn2 = 8cos11,3 =7,84 b2 : chiều rộng vành răng bánh vít Theo bảng 7.9[1] ta có b2 ≤ 0,75da1 = 0,75(q +2)m = 0,75.12.8 = 72 Lấy b2 = 72 mm d2 = m2z2 = 8.34 = 272 (mm) z 34 2 YF : hệ số dạng răng. Theo bảng 7.8[1] với z v = cos3 γ = cos 3 11,3 = 36 Tra được YF = 1,63. KF = KFv.KFβ = KHv.KHβ = 1,06 Vậy: 1,4.690021.1,63.1,06 σF = = 10,87 < [σF ] = 41,75( MPa ) 72.272.7,84 Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bền uốn j. Các thông số cơ bản của bộ truyền -Khoảng cách trục -Hệ số đường kính -Tỉ số truyền -Số ren trục vít, răng bánh vít -Hệ số dịch chỉnh bánh vít -Góc vít -Chiều dài phần cắt ren trục vít -Modum -Chiều rộng bánh vít -Đường kính vòng chia -Đường kính vòng đỉnh -Đường kính vòng đáy -Đường kính ngoài bánh vít aω = 180 mm q = 10 u2 = 17 z1 = 2; z2 = 34 x = 0,5 mm γ = 11o18’ b1 = (11 + 0,1.34).8 = 115,2 (mm) m2 = 8 mm b2 = 72 mm d1 = qm2 = 10.8 = 80 (mm) d2 = m2z2 = 8.34 = 270 (mm) da1 = d1 + 2m = 80 + 2.8 = 96 mm da2 = m(z2 + 2 + 2x = 8.(34 + 2 + 2.0,5) = 296 (mm) df1 = m(q – 2,4)=8.(10–2,4)=60,8 (mm) df2 = m(z2 -2,4 + 2x) =8.(34 – 2,4 + 2.0,5) = 260,8 (mm) daM2 =da2+1,5m=296 +1,5.8=308 (mm) k. Tính nhiệt Bộ truyền lắp thêm quạt nguội ở đầu trục vít. 15 Đồ án chi tiết máy Vậy theo 7.32[1], diện tích thoát nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc là: A= [ 1000.(1 − η ) P2 0,7.K t .(1 + ψ ) + 0,3K tq β ( [ t d ] − t o ) ] Với: - β: hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian Theo công thức 7.30[1]: β= tck 1 = = 1,13 Piti 5 3 ∑ P 1. 8 + 0,7. 8 1 -ψ : hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp, lấy ψ = 0,25 -[td]: nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu, lấy [td] = 90o -to: nhiệt độ môi trường, lấy to = 20o -Ktq: hệ số toả nhiệt phần bề mặt hộp được quạt Với n2 = 1208 vòng/phút => Ktq = 24 -Kt = 13 W/m2.oC -η: hiệu suất bộ truyền. Theo công thức 7.22[1] η = 0,95 Vậy: A= tg10,3o = 0,79 tg (10,3 + 2,1) 1000.(1 − 0,79 ).6,48 = 0,93 m 2 [ 0,7.13.(1 + 0,25) + 0,3.24].1,13.( 90 − 20) ( ) 3. Thiết kế bộ truyền ngoài Ta có bảng thông số của bộ truyền u=2 P3 = 5,13 kW n3 = 71 vòng/phút l. Chọn loại xích Do vận tốc thấp, tải trọng trung bình nên ta dùng xích con lăn m. Xác định các thông số của bộ truyền xích  Chọn loại xích Với u = 2, theo bảng 5.4[1] ta chọn z1 = 28 là số răng đĩa xích nhỏ z2 = u.z1 = 2.28 = 56 (răng) Từ công thức 5.3[1] ta có Pt = P.k.kz.kn Với Pt : công suất tính toán P: công suất cần truyền, P = 5,13 kW 16 ⇒ Đồ án chi tiết máy z 25 01 kz : hệ số răng, ta có kz = z = 28 = 0,89 , 1 z01 kn: hệ số vòng quay kn = z , với n01 = 50 vòng/phút 1 ⇒ kn = 50 = 0,70 71 Theo công thức 5.4[1] K= k0.ka.kbt.kđ.kc.kđc Với k0 : hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí bộ truyền, chọn k0=1 ka: hệ số kể đến khoảng cách trục, chọn ka = 1 (a = 50p) kđc: hệ số kể đến ảnh hưởng của lực căng xích chọn cách điều chỉnh bằng con lăn căng xích kđc=1,1 kbt: hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn, dùng cách bôi trơn nhỏ giọt, môi trường làm việc có bụi, chọn kbt = 1,3 kđ: hệ số kể đến tải trọng động, bộ truyền làm việc êm, chọn kđ = 1 kc: hệ số kể đến chế độ làm việc bộ truyền, bộ truyền làm việc 2 ca, kc=1,25 ⇒ K = 1.1.1,1.1,3.1.1,25 = 1,79 Vậy Pt = 5,13.1,79.0,89.0,7= 5,72 (kW) Theo bảng 5.5[1], với n01 = 50 vòng/phút, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p = 31,75 mm thoả mãn điều kiện bền mòn Pt < [P] = 5,83 (kW).  Khoảng cách trục a= 40p = 40.31,75 = 1270 (mm) Theo công thức 5.12[1], số mắt xích 2a z + z ( z − z ) p x = + 1 2 + 2 21 p 2 4π a 2 x = 2.1270 28 + 56 ( 56 − 28) 2 31,75 + + = 31,75 2 4π 21270 122,497 Lấy số mắt xích chẵn xc = 122 Theo công thức 5.13[1], tính lại khoảng cách trục: a= = z1 + z 2 p  +  xc − 4 2        [ xc − 0,5( z1 + z 2 ) ] 2 − 2 z 2 − z1  31,75  28 + 56  + 122 − 4  2   π 2       2 [122 − 0,5( 28 + 56 ) ] 2 − 2 56 − 28   π =1262 (mm) Để xích không phải chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng ∆a = 0,003a = 0,003.1262 = 4 (mm) Vậy a = 1258 mm. 17 Đồ án chi tiết máy  Số lần va đập của xích Theo ct 5.14[1], ta có số lần va đập I của bản lề xích trong 1 giây: i= z1n1 28.71 = = 1,09 15 x 15.122 Theo bảng 5.9[1], với p = 31,75 thì [i] = 25 Vậy i < [i] n. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền mòn Theo công thức 5.15[1] ta có s = Q Theo bảng 5.2[1], với xích con lăn 1 dãy có p = 31,75 thì tải trọng phá huỷ Q = 88,5 kN, khối lượng 1m xích q = 3,8 kg kđ : hệ số tải trọng động. Do v= Tmm = 140% ⇒ kđ = 1,2. T z1 pn1 28.31,75.71 = = 1,05(m / s ) 60000 60000 P Ft: lực vòng, Ft = 1000 v = 1000 5,13 = 4981( N ) 1,05 Fv: lực căng do lực li tâm sinh ra Ta có Fv = qv2 = 3,8.1,052 =4,19 (N) Fv : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra với Fv= 9,81kfqa trong đó kf: hệ số phụ thuộc độ võng f của xích, lấy kf = 4 ⇒ Fv = 9,81.4.3,8.1,258 = 187,58 (N) Vậy s= Q 88500 = = 14,35 k đ Ft + Fo + Fv 1,2.4891 + 187,58 + 4,19 Theo bảng 5.10[1] với n01= 50 vòng/phút có [s] = 7 Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. o. Đường kính đĩa xích Theo công thức 5.17[1] ta có: p p d1 = sin π , d2 = sin π z1 31,75 ⇒ d1= π sin 28 z2 = 283,72 31,75 (mm), d2= sin π = 566,54 (mm) 56 Vậy đường kính vòng chia của đĩa dẫn d1 =283,72 mm, đĩa bị dẫn d2 = 566,54 mm. Theo bảng 14.4b[1] ta có: Đường kính vòng đỉnh răng của: + Đĩa dẫn: da1 = p(0,5 + cotg π π   ) = 31,75 0,5 + cot g  = 297,81mm z1 28   18 Đồ án chi tiết máy π π   + Đĩa dẫn: da2 = p(0,5 + cotg z ) = 31,75 0,5 + cot g 56  = 581,52 mm  2  Đường kính vòng đáy răng của: + Đĩa dẫn: df1 = d1 – 2r + Đĩa dẫn: df2 = d2 – 2r Với r = 0,5025dl + 0,05. Theo bảng 5.2[1] tra được dl = 19,05 ⇒ r = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62 (mm) Do đó: df1 = 283,72 – 9,62.2 = 264,48 (mm) df2 = 566,54 – 9,62.2 = 547,3 (mm).  Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Theo công thức 5.18[1]: σ H = 0,47 k r .( FT k đ + Fvđ ) E ≤ [σ H ] Ak đ Ft : lực vòng, Ft = 4981 N Fvđ : lực va đập trên m dãy xích Fvđ = 13.10-7.n1.p3.m Fvđ = 13.10-7.71.31,753.1 = 2,95 (N) E1.E2 E = E + E . Vật liệu dùng thép có E = 2,1.105 (Mpa) 1 2 kđ : hệ sô tải trọng động, kđ = 1 kr : hệ số kể đến số răng đĩa xích, với z1 = 28 ⇒ kr = 0,38 kd = 1 (do chỉ sử dụng 1 dãy xích) Theo bảng 5.12[1], với p = 31,75 có A = 262 mm2 Vậy: 0,38.( 4981.1 + 2,95) 2,1.10 5 σ = 0,47 = 579( MPa ) H 262.1 Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB210, ứng suất tiếp xúc cho phép là [σ H ] = 600 Mpa. p. Xác định lực tác dụng lên trục Theo công thức 5.20[1]: Fr = kx.Ft Bộ truyền đặt nằm nghiêng góc β< 40o, chọn kx = 1,15 Vậy Fr = 1,15.4981 = 5728 (N) *Các thông số của bộ truyền xích: +Số răng +Đường kính vòng chia z1 = 28 z2 = 56 d1 = 283,72 mm d2 = 566,54 mm 19 Đồ án chi tiết máy +Đường kính vòng đỉnh +Đường kính vòng đáy răng +Khoảng cách trục +Số mắt xích da1 = 297,81 mm da2 = 581,52 mm df1 = 264,48 (mm) df2 = 547,3 (mm) a =1258 mm x = 122 20