Đồ án Thiết kế chế tạo các hệ dẫn động cơ khí

Lời nói đầu Đồ án môn học chi tiết máy với nội dung thiết kế hệ dẫn động cơ khí, cụ thể ở đây là thiết kế hệ dẫn động băng tải, với hộp giảm tốc hai cấp trục vít – bánh răng với yêu cầu về lực cũng như vận tốc và các đặc trưng khác . Đồ án môn học chi tiết máy với bước đầu làm quen với công việc tính toán , thiết kế các chi tiết máy trong lĩnh vực cơ khí nhằm nâng cao kỹ năng tính toán , hiểu sâu hơn về kiến thức đã học . Nội dung đồ án môn học chi tiết máy bao gồm . Tính toán chọn động cơ cho hệ dẫn động băng tải . Tính toán bộ truyền trong và bộ truyền ngoài . Thiết kế trục và chọn ổ lăn . Tính toàn vỏ hộp và các chi tiết khác . Tính toán bôi trơn . Đồ án môn học chi tiết máy là tài liệu dùngđể thiết kế chế tạo các hệ dẫn động cơ khí , nhưng đây không phải là phương án tối ưu nhất trong thiết kế hệ dẫn động do những hạn chế về hiểu biết và kinh nghiệm thực tế . Trong đồ án này có tham khảo tài liệu: - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1[TL1], 2[TL2] : Trịnh Chất – Lê Văn Uyển. - Chi tiết máy – Nguyễn Trọng Hiệp :Tập 1, Tập 2. - Dung sai và lắp ghép – Ninh Đức Tốn. Nguyễn Tuấn Khoa Cơ Điện Tử 2 – K49 ĐHBK Hà Nội Mục lục Phần I I.Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền…………………..Trang 3 Bảng số liệu của hộp giảm tốc ………………………………Trang 4 Phần II :Thiết kế và tính toán các bộ truyền 1.Tính toán bộ truyền xích…………………………………..Trang 4 2.Tính bộ truyền trục vít trong hộp giảm tốc………………Trang 7 3.Tính bộ truyền bánh răng…………………………………Trang 11 4.Kiểm tra điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc……………Trang 16 Phần III :Tính toán thiết kế trục và chọn ổ lăn 1. Tính toán thiết kế trục…………………………………….Trang 17 2. Chọn ổ lăn………………………………………………….Trang 34 Phần IV :Thiết kế vỏ hộp và bôi trơn hộp giảm tốc……………...Trang41 Phần V : Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai ………………..Trang47 Đề 21: Thiết kế hệ dẫn động băng tải 1.Động cơ; Tmm=1,5T1; 2.Khớp nối ; T2=0,7T1; 3.Hộp giảm tốc ; t1=5 h; 4.Bộ truyền xích ; t2=3 h; 5.Băng tải; tck=8 h; *Số liệu cho trước 1.Lực băng tải: F=9000N; 2. Vận tốc băng tải: v=0,48 m/s; 3.Đường kính tang: D= 320mm; 4.Chiều cao tang : H=750 mm 5.Thời gian phục vụ: Ih=20000 giờ 6.Số ca làm việc: soca=2; 7.Đặc tính làm việc : va đập vừa; Phần I: I / Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền u: I.1 /Chọn động cơ: a/Tính công suất +/Để đảm bảo cho bộ truyền động băng tải làm việc ổn định và ít rung động ta phải tính toán và chọn động cơ sao cho vừa đủ công suất không quá thừa nhằm tránh vượt tải và thừa tải quá nhiều . +/Từ yêu cầu: - Lực kéo băng tải : F=9000 N. - Vận tốc băng tải : v = 0,48 m/s. => Công suất cần thiết trên trục động cơ : Pct= Trong đó: F=9000 N : lực kéo băng tải. V=0,48m/s : vận tốc băng tải. hch : tổng hiệu suất của các khâu hch=h k.h tv.h br.h ot.h ol3. hx = 0,99.0,82.0,98.0.98.0,9923.0,92 =0,700. b==. => Pct = = (kW) b/Tính tốc độ sơ bộ của trục động cơ: Ta có : nsb= nct .uhộp .ungoài , theo CT2.16 tr.21[TL1] nct=(v/ph). Theo bảng 2.4 tr.21[TL1] Chọn utbhop= 50; utbngoai=2 => nsb=28,65.50.2 = 2865; Do đó chọn động cơ K160S2 : ( theo bảng P1.1tr.234[TL1]) Bảng thông số động cơ: Nđc(v/p) P(Kw) Cosj h Ik/Idn Tk/Tdn 2935 7,5 0,93 0,86 7,3 2,2 +/ Kiểm tra điều kiện mở máy : Với Động cơ đã chọn có > . Vậy động cơ K160S2đáp ứng được yêu cầu công suất, tốc độ và điều kiện mở máy I.2/ Phân phối tỉ số truyền (u) Tỷ số truyền của hệ dẫn động: uch= uch=uhộp.ungoài Dựa vào bảng 2.4 tr.21[TL1] chọn ungoài = 2,0; => uh=uch/ung=102,44/2=51,22. Với hộp giảm tốc Trục vít –Bánh răng theo kinh nghiệm ta lấy: ubr=(0,05 …0,06)uh=2,56 – 3,07 ; chọn ubr= 3,00 . => utv=. Chọn ubr=17,0. => Tính chính xác ung = uch/uh =uch/(utv.ubr) = 102,44/(3,0.17,0) = 2,009. I.3/ Tính công suất,số vòng quay, mômem xoắn trên các trục +/Tính công suất trên các trục: Pct = Ptg = P3= P2= P1= Pđc= +/Số vòng quay trên các trục n1 = ndc = 2935 (v/ph) n2 = n1 /utv=2935/17,00 =172,65 (v/ph) n3 = n2/ubr=172,65/.3,00 =57,55 (v/ph) nct = n3/ux=57,55/2,01 =28,63 (v/ph) +/Mômen xoắn trên các trục T= (Nmm) Ttg= (Nmm) T3= (Nmm) T2= (Nmm) T1= (Nmm) Bảng thông số: Trục Trụcđ/c Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục ct P(kw) 6,170 6,059 4,929 4,791 4,32 u 17,00 3,00 2,01 n (v/f) 2935 2935 172,65 57,55 28,63 T(Nmm) 19.715 272.644 795.031 1.441.005 II/ Tính toán thiết kế các bộ truyền II.1/ Thiết kế bộ truyền ngoài (xích) a/Chọn loại xích Vì tải nhỏ , va chạm vừa ,vận tốc thấp àchọn xích con lăn. b/Xác định các thông số của xích và bộ truyền: Theo bảng 5.4 tr.80[TL1] với u=2,01 chọn số răng xích Z1=25 => Z2=2,01.25=50,25. Lấy Z2=50 < Zmax =120 . Theo CT 5.13 tr.81[TL1] , công suất tính toán : +/ Pt=P.K.Kz.Kn; Trong đó : P = P3=4,791 (Kw) : công suất cần truyền. Kz= : hệ số răng. Kn= : hệ số vòng quay. Theo CT5.4 tr.81[TL1],ta có: K = Ko. Ka. Kđc. Kđ. Kc. Kbt = 1.1.1,1.1,3.1,25.1,3 =2,113; Theo bảng (5.6) tr.82[TL1] Ko=1 : hệ số ảnh hưởng vị trí bộ truyền (đường nối 2 tâm đĩa xích . nằm nghiêng 1 góc <600 so với phương nằm ngang). Ka=1 : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích (chọn a=40p). Kđc=1,1 : hệ số kể dến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích . (điều chỉnh được bằng con lăn căng xích). Kđ=1,3 : hệ số tải trọng động (va đập vừa). Kc=1,25 : hệ số kể dến chế độ làm việc (2 ca). Kbt=1,3 : hệ số kể dến ảnh hưởng của việc bôi trơn (có bụi chất lượng bôi trơn đạt yêu cầu). => P = 4,791.2,113.1.0,869 = 8,795 (kW); Vì công suất khá lớn nên chọn bộ truyền xích 2 dẫy với Kd=1,7 => P’t=Pt/Kd=8,795/1,7=4,821(kW). Theo bảng( 5.5) với n01=50 (v/f) ,chọn bộ truyền xích 2 dẫy có p=31,75mm có [P] = 5,83 > Pt’ = 4,821(kW) đồng thời p < pmaz=50,8 (mm). (theo bảng 5.8 tr.81[TL1]). +/ Khoảng cách trục: a = 40.p = 40.31,75=1270 (mm) Theo (5.12) Số mắt xích x = = chọn xc=118 ; &/Tính lại khoảng cách trục a*== = Để xích làm việc không quá căng cần giảm 1 lượng ((= 0,002 – 0,004) a) Lấy =0,003.a*= 3,81 mm; Vậy khoảng cách trục là a=a*-=1267,85 mm; +/ Số lần va đập của xích : Theo (5.14 ) i =< [i] =20(1/s) theo (B5.9) tr.85[TL1] c/ Kiểm nghiệm xích về độ bền: Theo (5.15) tr.85[TL1] , ta co: s = Q: tải trọng phá hỏng (N); Theo (b5.2) tr.78[TL1]: Q =177 kN=177000N ; q=7,3kg; Kđ=1,2 do Tmm/T1=1,5; Ft : lực vòng Ft=1000.P/v; ( với v= ) = ( N); F0 = 9,81.Kf.q.a : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra = 9,81.2.7,3.1,268=181,61(N) với Kf=2 (đường nối 2 tâm đĩa xích nghiêng 1 góc 400 so vói phương nằm ngang ); Fv :lực căng do lực li tâm sinh ra Fv= q.v2 : lực căng do lực li tâm sinh ra =7,3.0,7612=4,23 (N) => s = >8,5=[s] (theo bảng5.10tr.86[TL1]) Vậy xích đủ bền. d/ Đường kính đĩa xích Theo CT 5.17 tr.86 [TL1] &bảng 13.4 [TL2] d1=p/sin() = 31,75/sin() = 253,32 mm; d2=p/sin() = 31,75/sin() = 505,65 mm ; da1=p.(0,5+cotg() = 31,75.(0,5 + cotg (= 267,20 mm; da2= 520,53 mm; df1=d1-2r =253,32 - 2.9,62 = 234,08 mm; df2=486,41 mm; do r = 0,5025.dl’+0,05 =9,62; dl’=19,05 mm (theo bảng 5.2) e/ Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện sH1= [sH] [sH] :ứng suất tiếp xúc cho phép Kr=0,42 :hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z (bảng trang 87) Kđ=1,3 :hệ số tải trọng động (bảng5.6 tr.82[TL1]) Kvđ =13.10-7.n1.p3.m :lực va đập trên m dãy xích =13.10-7.57,55.31,753.1,7=4,07. Kd=1,7 :hệ số phân bố không đều tải trọng không đều cho các dẫy (2dẫy xích) E=2,1.105 MPa :môđun đàn hồi A=446 mm2 :diện tích chiếu của bản lề (bảng5.12 tr.87[TL1]) => sH1= MPa < 600 (MPa) Theo bảng 5.11 Thép 45 tôi cải thiện đạt ứng sứât cho phép [s]=600MPa. Vậy dùng xích 2 dãy đảm bảo độ bền tiếp xúc cho đĩa xích . Đĩa 2: sH2 cũng thoả mãn. f/Xác định lực tác dụng lên trục: Fr=Kx.Ft=1,05.6292,86= 6607,50 (N); (do Kx=1,05 với bộ truyền nghiêng 1 góc 400 so với phương nằm ngang) Bảng các thông số: CS cho phép : [P]=5,83KW (2dẫy xích) Khoảng cách trục: a =1267,85 mm Bước xích: p = 31,75 mm Đường kính đĩa xích: d1/d2=253,32 /505,65 mm Số dãy xích: m =2 Số răng đĩa xích: z1/z2=25/50 Số mắt xích: x=118 Chiều rộng đĩa xích (tr20.tl2) bm= 0,9B- 0,15=0,9.35,46- 0,15 =31,76 mm II.2/ Bộ truyền trục vít –bánh vít a/Chọn vật liệu +/Tính sơ bộ vận tốc trượt vsb= 8,8.10-3.(P1 .u.n12)1/3 =8,8.10-3.(6,059.17.29352)1/3 =8,46> 5m/s (do n1=2935 v/ph; T2=272644 (Nmm) theo mục I) -Trục vít làm bằng thép C chất lượng tốt (thép 45 tôi bề mặt đạt độ rắn HRC45). -Theo (B7.1 tr.147[TL1] ) ,với vsb>5 m/s chọn đồng thanh thiếc để chế tạo bánh vít (Mác БpOЦΦ 5-5-5) -Theo bảng 7.1 với БpOЦΦ 5-5-5 đúc trong khuôn kim loại: sb=200-250 (MPa ), sch =80-100 (MPa); +/ứng suất tiếp xúc cho phép: [sH]=[sHO].KHL( theo công thức7.2); Trong đó: [sHO] :ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với 107 chu kỳ [sHO]=(0,75-0,9)sb= 0,9.240=216(MPa); KKL :hệ số tuối thọ KKL=; Với NHE :số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: NHE= 60. = 60. = 60.172,65.20000(1.5/8+0,74.3/8) =148,14.106 Vậy KKL==0,714; =>[sH] =216.0,714 = 154,22 (MPa); +/ứng suất uốn cho phép: [ sF] = [sF0].KFL; [sF0] :ứng suất uốn cho phép ứng với 106 chu kỳ do bộ truyền quay một chiều nên [sF0] =0,25.sb+0,08.sch= 0,25.240+0,08.90 = 67,2(MPa); KFL :hệ số tuổi thọ KFL=; Với NFE= 60. =60.= = 60.172,65.201000.(1.45/8+0,79.3/8) =132,62.106 KFL== 0,581. => [sF] =67,2.0,581 =39,04 (Mpa); +/ứng suất quá tải: [sH]max =4sch=4.90 =360 (MPa); [sF]max=0,8sch=0,8.90 =72 (MPa); b/ Tính toán truyền dộng trục vít về độ bền +/Các thông số cơ bản của bộ truyền - Khoảng cách trục: aW = (Z2+q) Do vận tốc lớn nên chọn Z1=2; =>Z2= utv.Z1=17.2 = 34; KH= 1,1 – 1,3 :hệ số tải trọng q >(0,25 -0,3).Z2 = 8,5 – 10,2 :hệ số đường kính trục vít Chọn sơ bộ KH= 1,1 ; Theo bảng (7.3 ) chọn q=12,5; aW=(34+12,5) =136,36(mm); chọn aW=135 mm; - Mô đun dọc của trục vít m =2.aW/(Z2+q) = 2.135/(34+12,5) = 5,8. Chọn m = 6,3 theo tiêu chuẩn (bảng 7.3 tr.150[TL1]); - Tính lại khoảng cách trục : aw = m(Z2+q)/2 = 146,47 mm.Lấy aw=145. - Hệ số dịch chỉnh: x=- 0,5(q+Z2) =- 0,5(12,5+34) = - 0,23 ẻ (- 0,7 ;0,7) . (thỏa mãn dịch chỉnh); +/Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc ứng suất tiếp xúc trên mặt răng bánh vít của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện: sH=[sH] theo (7.19) - Tính lại vận tốc trượt vs= ; - Góc vít lăn: g=arctag= arctag=9,430; -Đường kính trục vít lăn: dW1=(q+2x)m = (12,5 – 2.0,23).6,3 = 75,85 mm; vs = = 11,81 (m/s)>5(m/s); Vậy chọn vật liêu thoả mãn; - Hiệu suất của bộ truyền: h = 0,95. = 0,95.= 0,86 ( Theo bảng 7.4 tr.152[TL1] ,với vs=11,81 (m/s) -> góc ma sát: j = 0,900) KH : hệ số tải trọng KH = KHb. KHV; KHb :hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng; KHV :hệ số tải trọng động KHb = 1+ T2m =ồT2i.tin2i/ồti.n2i = T2Max(1.5/8+0,7.3/8) = 0,8875 T2Max KHb = 1+ = 1,0022 (Với q=12,5 theo bảng (7.5 ) =>hệ số biến dạng của trục vít:q =125) KHV=1,1 theo (b7.7 tr153[TL1]) với vs= 11,81 (m/s); =>KH = 1,0023.1,1 =1,102; Vậy s H==140,78(MPa) <154,22(MPa) = [sH] Vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc của bánh vít ; +/ Kiểm nghiện răng bánh vít về bền uốn: ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh vít phải thoả mãn điều kiện: sF = 1,4.[sF]; mn :môđun pháp của bánh răng; mn= m. cosgw=6,3.cos9,43= 6,21; Đường kính trục và bánh vít (bảng 7.9 tr.155[TL1]) d1=q.m=12,5.6,3= 78,75 mm. Lấy d1= 78 mm d2= m.Z2 = 6,3.34 = 214,2 mm . Lấy d2= 215 mm da1=d1+2m = m(q+2) =91,35 mm. Lấy da1= 92 mm da2= m(Z2+2+2x) = 6,3.(34+2-2.0,23)= 223,90 (mm). Lấy da2= 225 mm df1 = m(q-2,4)=6,3.(12,5-2,4) = 62,23 (mm). Lấy df1= 62 mm df2 = m(Z2-2,4+2x)=6,3.(34-2,4-2.0,23) = 194,18 (mm). Lấy df2= 195 mm KF :hệ số tải trọng. KF = KFb. KFV; với KFb = KHb= 1,0023; KFV= KHv=1,1; =>KF=1,103; b2 :chiều rộng vành răng bánh vít b2 0,75. da1= 0,75.92= 69 mm; lấy b2=60 mm; YF :hệ số dạng răng YF =1,63 theo bảng 7.8 với Zv =Z2/cos3g =34/cos39,43=35,22 ; => sF = 1,4.=7,94 < [sF]=39,04(MPa); +/ Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải: sHmax= sH. = 140,78. =172,42 <[sH]max =360(MPa); sFmax= sF.Kqt = 7,94.1,5 =22,28 < [sF]max = 72(MPa); c/ Tính nhiệt truyền động trục vít: Nhiệt độ của dầu trong hộp giảm tốc trục vít phải thoả mãn td =to +[td]; to :nhiệt độ môi trường xung quanh; h=0,86 (hiệu suất bộ truyền ); P1= 6,059 kW (công suất trên trục vít) Kt =8..17,5W/(m2 0C) :hệ số toả nhiệt chọn Kt =15 W /m2 0C ; y=0,25..0,3 :hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuống bệ máy chọn y= 0,27 ; b :hệ số kể đến nhiệt sinh ra trong một đơi vị thời gian do làm việc ngắt quãng b = tck/ ồ(Piti/P1) = 8/(1.5+0,7.3)=1,13; A : diện tích mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc (m2) A=A1+A2 20.aw2+0,2(20. aw2) = 504600 mm2 =0,5046m2; Vậy td =25 +=103,10>[td]. Chưa thỏa mãn về nhiệt độ của dầu bôi trơn. Diện tích thoát nhiệt cần thiết: A> Ktq = 17 ứng với số vũng quay của quạt là nq=750 v/ph. [td ] = 900C. A> =0,626mm2 => Amin= 0,626mm2. II.3/ Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng a/ Chọn vật liệu: Để đảm bảo giá thành khi chế tạo , và tính công nghệ ta chọn vật liệu làm bánh răng giống như vật liệu làm trục vít +/ Chọn vật liệu của bánh nhỏ :Thép C45 thường hóa đạt độ rắn HB =185 sb=600(MPa) sch=340(MPa); +/ Chọn vật liệu của bánh lớn giống như vật liệu làm bánh nhỏ nhưng có HB =170 sb=600(MPa) sch=340(MPa) b/ứng suất cho phép +/ứng suất tiếp xúc cho phép: [sH] =s0Hlim.KHL/SH ; Với s0Hlim : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở; SH :hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc; s0Hlim =2HB+70; SH=1,1;(theo bảng 6.2) KHL :hệ số tuổi thọ -Bánh răng1 : s0H1 lim =2.185+70=440(MPa); KHL1=; mH : bậc của đường cong mỏi mH =6 do HB <350; NH0 : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NH0=30.HBHB2,4=30.1852,4=8,3.106; NHE :chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. NHE = 60.c.= =60.c.. = 60.1.172,65.20000.(1.5/8+0,73.3/8) = 15,61.107 > NH0 nên KHL1=1; =>[sH1] = 440.1/1,1=400(MPa); - Tương tự bánh răng 2: s0H12 lim =2.170+70=410(MPa); NH0=30.HBHB2,4=30.1702,4=6,8.106 NHE = 60.c. = 60.c.. = 60.1.57,55.20000.(1.5/8+0,73.3/8) =5,20. 107 > NH0 nên KHE1=1; =>[sH2] = 410.1/1,1=372,72(MPa); Do là cặp bánh răng trụ răng nghiêng nên ứng suất tiếp xúc cho phép: [sH] ==(MPa); +/ứng suất uốn cho phép: [sF] =s0Flim.KFC. KFL/SF Trong đó: s0Flim :ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở ; SF : hệ số an toàn khi tính về uốn; s0Flim =1,8HB; SF=1,75; (theo bảng 6.2) KFC :hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải KFC= 1 (do tải trọng 1 chiều) Bánh răng 1: s0F1 lim =1,8.185=351(MPa); KFL1=; mF :bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn mF=6 do HB <350; NF0=4.106 : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; NFE = 60.c.= = 60.c.. = 60.1.172,65.20000.(1.5/8+0,76.3/8) = 13,86.107 > NF0 nên KFL1=1; =>[sF1] = 351.1.1/1,75=200,57(MPa); Bánh răng 2: s0F2 lim =1,8.170=306(MPa); NF0=4.106 ; NFE2 = 60.c. = 60.c.. = 60.1.57,55.20000.(1.5/8+0,76.3/8) =7,72. 107 > NF0 nên KFL2=1; =>[sF2] = 306.1.1/1,75=174,86(MPa); Vậy ứng suất cho phép: [sH] = 386,37(MPa); [sF1] = 200,57(MPa); [sF2] =174,86 (MPa); +/ứng suất cho phép khi quá tải: [sH]max =2,8.sch=2,8.340=952(MPa); [sF1]max =[sF2]max = 2,8.sch= 0,8.340 = 272(MPa); c/Tính toán bộ truyền +/ Xác định thông số cơ bản aw=Ka(u+1) (6.15a); Ka= 43 :hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng ( theobảng6.5) u=3,00 : tỷ số truyền của cặp bánh răng; T1=272644(Nmm) :mômen xoắn trên trục chủ động [sH] = 386,37(MPa) yba=0,25 chọn sơ bộ theo (bảng 6.6) KHb :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc KHb=1,037 với ybd=0,53yba(u+1) = 0,53.0,25(3+1)=0,53 theo(bảng6.7sơ đồ 5) =>aW=43(3+1) = 234,22 mm; chọn aW=240 mm +/Xác định các thông số ăn khớp: m =(0,01- 0,02)aW=2,4- 4,8 mm; chọn m =3 theo tiêu chuẩn Chọn sơ bộ b=150 (00 Z1===38,63. Lấy Z1=39=> Z2=u.Z1=3.39=117; Tính lại b: cosb ===0,975=> b= 12,840 ( thỏa mãn ) +/Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện: sH =ZM. ZH. Ze.[sH]; ZM = 274MPa1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (theo bảng6.5); ZH =1,724 :hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (theo bảng6.12) Ze : hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng Ze= 1/ea = = 0,76 (do eb=bw.sinb/(mp) = 0,25.240.sin12,840/(3,14.3) =1,41 >1, ea = [1,88 – 3,2(+)].cosb = [1,88 – 3,2(+)].cos12,840 =1,73) bw1 = 0,25aw=0,25.240 = 60 mm; dw1 =2.aw/(u+1) =2.240/(3+1) =120 mm; 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 KHb =1,027 (theo bảng6.7 với ybd=bw/dw1=0,53) KHa : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp KHa = 1,13(với v=p.dw1.n1/60000 = 1,08 (m/s) theo bảng 6.14) KHV :hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp KHV=1,01(theo bảng p2.3 ). =>KH=1,172. => sH = 274.1,724.0,76.= 356,53MPa . - Tính chính xác [sH]’= [sH]ZRZVKxH = [sH].1.1.1= 386,37MPa, do hệ số xột đến độ nham của mặt răng làm việc :ZR = 0,95 với Ra<2,5…1,25μm; hệ số xột đến ảnh hưởng của vận tốc vũng ZV = 1 với v <5m/s; hệ số xột đến ảnh hưởng của kớch thước bỏnh răng KxH = 1 do da < 700 mm. Mặt khác : ==2,95% < 10 % . => Không thừa bền. Vậy điều kện bền tiếp xúc thoả mãn. +/Kiểm nghiệm về độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất sinh ra tại mặt răng không được vượt quá giá trị cho phép: sF1 =[sF1] m=3 bw=60 mm dw1= 120mm => dw2=u.dw1=3.120=360mm => da1=d1 + 2.(1+x)m=120+2.3=126mm da2=d2 + 2.(1+x)m=360+2.3=366mm df1=d1 -(2,5-2x)m=120-2,5.3=112,5mm df2=d2 -(2,5-2x)m=360-2,5.3=352,5mm Ye=1/ea =1/1,73 = 0,58. Yb=1- b0/140 = 0,91: hệ số kể đến độ nghiêng của răng. YF1 ,YF2 :hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 YF1 = 3,69 (do Zv1 == = 42,07) YF2 = 3,60 ( do Zv2 = 126,23) theo b6.18 KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn; KF =KFb .KFa .KFv =1,07.1,37.1,04 = 1,52; do KFb =1,07 (b6.7); KFa =1,37 (b6.14); KFv =1,04 ( theo bảng p2.3) => sF1== 74,73 <[sF1] =200,57(MPa); sF2= sF1.YF2/YF1= 72,91 < 185,14(MPa); Vậy điều kiện bền uốn được thoả mãn; +/Kiểm nghiệm độ quá tải sHmax= sH. = 356,53 . =436,66<[sH]max =952(MPa); sF1max= sF1.Kqt = 74,73.1,5 =113,0< [sF1]max = 272(MPa); sF2max= sF.Kqt = 72,91.1,5 =109,4< [sF2]max = 272(MPa); Đảm bảo điều kiện quá tải đủ bền; Bảng thông số cơ bản của bộ tuyền trong HGT Bộ truyền trục vít Bộ truyền bánh răng K/c trục (mm) aW=145 aW=240 Môdun m =6,3 m=3 Tỷ số truyền u = 17 u=3 Chiều rộngvành răng (mm) b2=65 bW= 60 Góc nghiêng của răng b=12,840 Hệ số dịch chỉnh x=- 0,23 x1= 0; x2= 0 Số răng Z1/Z2=2/34 Z1/Z2=39/117 Đường kính vòng chia(mm) d1/d2= 78,75 /214,2 d1/d2=120/360 Đường kính đỉnh răng (mm) da1/da2= 90 /225 da1/da2=126/366 Đường kính chân răng (mm) df1/df2=62 /198 df1/df2= 112/352,5 Đường kính ngoài bánh vít daM2da2+1,5m =233,35 chọn daM2=230 Chiều dài phần cắt ren trục vít b1>(11+0,06Z2)m=82.15 lấy b1 = 85(bảng 7.10) II.4/ Kiểm tra điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc. Để thoả mãn điều kiện bôi trơn hộp giảm tốc awtv+df1tv/2<df2br/2 Với awtv=145 mm df1tv=62 mm df2br=352,5mm ịawtv+df1tv/2 =145+62/2=176< df2br/2=352,5/2=176,25mm Vậy hộp giảm tốc thoả mãn điều kiện bôi trơn. Phần III / Tính toán thiết kế trục và chon ổ lăn . III.1/ Tính toán thiết kế trục: a/ Chọn vật liệu: Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có sb= 600 MPa. ứng suất xoắn cho phép [t] = 12..20 Mpa b/ Tính sơ bộ đường kính trục +/Với trục 1 là trục vào của hộp giảm tốc ta chọn [t1 ] = 15 MPa Đường kính trục được xác định: d1sb ,thay số : d1sb = 18,73mm Theo bảng ( P1.4) đường kính trục động cơ dđc=38 mm d1sb (0,8..1,2)dđc . Quy chuẩn d1sb = 30 mm +/Với trục 2 là trục trung gian có khoảng cách giữa các gối đỡ lớn nên ta chọn [tII ] = 15 MPa d2sb d2sb = 33,13mm Quy chuẩn d2sb = 35 mm +/Với trục 3 là trục ra của hộp giảm tốc nên chọn [t3 ] = 20 MPa d3sb d3sb = 58,37 mm Quy chuẩn d3sb = 60 mm c/ Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: +/Từ đường kính sơ bộ theo bảng 10.2 ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn: b01 = 21 mm b02 =21mm b03= 31 mm; - Chiều dài mayơ : Đĩa xích lm33=(1,2..1,5)d3sb = 75 mm; Bánh trụ lm23=(1,2..1,5) d2sb chọn lm23 = 65 mm lm32= 75 mm Bánh vít lm22=(1,2..1,8) d2sb = 55 mm - Nửa khớp nối lm12 =(1,4..2,5)d1sb=(1,4..2,5).35 = 65 mm; Theo bảng 10.3 chọn các khoảng cách: k1 =8 :Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc k/c giữa các chi tiết quay k2=10: Khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp k3=12: Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ hn =15 :Chiều cao nắp ổ và đầu bulông +/Trục 1: l12 = -lc12= -[ 0,5 ( lm12 + b01 ) + k3 + hn ] Với d1sb = 35mm Chọn lm12 = (1,4..2,5) dsbI = (1,4..2,5).30 = 55 mm l12 = -[ 0,5 (55 + 21 )+17 + 12+ 15 ] = - 82mm chọn l12= -85 mm Tính khoảng cách giữa hai gối của trục I l11=(0,9..1)daM2 Với daM2 là đường kính ngoài bánh vít : daM2=230 mm Chọn l11=210 mm. l13=l11/2 =210/2=105 mm. +/Trục 2 có dsb3 = 60 mm l22 ≥ 0,5 ( lm22 + b02 ) + k1 + k2 = 0,5(60+21)+8+10=58,5 mm , chọn l22≥60 mm l23 = l22+0,5(lm22+lm23) +k1 = 60+0,5(60+65) + 8=120,5 mm , chọn l23≥120 mm l21 = l23+0,5(lm23+b02) +k1+k2= =120+0,5.(45+21)+8+10 =171 mm , chọn l21≥170mm +/Trục 3 Tính l32=l23 ≥120mm l31=l21≥170 mm l33 ≥ l31+0,5(b03+lm33)+k3+hn =170+0,5(31+75)+12+15=250 mm ,Lấy l33≥250 mm d/ Xác định lực tác dụng lên các trục . Sơ đồ đặt lực +/Đối với Trục vít – Bánh vít . Ft2 =Fa1=2T2/dw2=2.272644/214,3=2580 N Fr1=Fr2=Fa1.tga=2580.tg20=939 N Ft1=Fa2=Fa1.tg(g+j)=2580.tg(9,43+0,90)=470 N +/Đối với bánh răng trụ răng nghiêng . Ft4=Ft3= 2.T2/dw3=2.272644/120=4640 N Với T2=272644 Nmm : Là mô men xoắn trên trục bánh 1 trên trục2 dw3=117,5 mm : Là đường kính vòng lăn bánh 1 trên trục 2 Fr4=Fr3=Ft3.tgatw/cosb =4640.tg20,56/cos14,02=1794 N. Do atw= at =arctg(tg20/cosb) =20,560 Fa4 =Fa3 =Ft3.tgb =4640.tg14,02=1159N +/Với bộ truyền xích : Ft=1000P/v=1000.4,791/ 0,761 = 6296 N Fr=Kx.Ft=1,05.6296 = 6610 (N); +/Đối với khớp nối : - Chọn khớp nối : Nối trục đàn hồi Dựa vào mô men xoắn : Tt=k.T< [T] Do máy công tác là băng tải nên k=1,2..1,5 ị chọn k=1,5 Tt=1,5.19715=29572 Nmm. - Với đầu trục cần thiết để nối trục d =36 mm. Theo bảng(16.10a) Chọn được kích thước cơ bản của nối trục như sau: D =125 mm Do=90 mm D3=28 mm - Tính lực tác dụng lên khớp nối : Ftk=2.T1/Do=2.19715/90=438(N). Frk=0,25.Ftk=109(N) e/ Xác định lực trên các gối đỡ: +/Trên trục 1: Với số liệu như sau: D0 = 90 là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của khớp nối d =36 là đường kính sơ bộ của trục trục vít . Lực trên khớp nối Frk=109 N có chiều ngược chiều Ft1 làm tăng ứng suất và biến dạng trục Lực tác dụng lên trục vít Ft1=470N Fr1=939 N Fa1=1442 N Tính toán lực tác dụng lên các gối đỡ 0,1. Trên mặt phẳng y0z: ồY= Y0 + Y1 - Fr1 = 0 ồm0= Fa1.d1/2 + l13Fr1 - l11Y1 = 0 => Y1= (l13Fr1+ Fa1.d1/2 )/ l11 = (105.939+2580.75,85/2)/210 = 936(N) => Y0= 3 N. - Trên mặt phẳng x0z: ồX=X0+X1-Ft1+Frk= 0 ồm0=-l12Frk-l13Ft1+l11X1=0 => X1=(l12Frk + l13Ft1)/l11= (85.109+105.470)/210=279N => X0 = 470 – 109 – 279 = 82N - Trên mặt phẳng x0y chỉ có mô men xoắn T1=19715 Nmm Do đó ta có biểu đồ mômen (đơn vị Nmm) và kết cấu trục : */Tính chính xác đường kính trục 1: Với thép 45 có sb 600MPa ,dsb1=36 thì [s]=60 N.mm -Tại mặt cắt 0: d10= Trong đó Mtd0= -Tại mặt cắt 2: d12=mm - Tại mặt cắt 3: d13=mm Xuất phát từ độ bền ,tính lắp ghép và tính công nghệ ta chọn đường kính trên các đoạn trục như sau: d10 = d11=35 mm d13= 37 mm d12=30 mm, +/Trên trục 2: Với số liệu như sau: d1=214,2 (mm) là đường kính của bánh vít d2= 120 (mm) là đường kính của bánh răng 1 trục 2 Mô men xoắn trên trục 2 T2=272644 Nmm Lực trên bánh vít Ft 2=2580N Fa 2=470N Fr 2=939N Lực tác dụng lên bánh răng Ft3=4640 N Fr3=1794 N Fa3=1159N Theo sức bền ta tính được các phản lực tại các gối đỡ 0 và 1 -Trên mặt phẳng y0z: ồY=Y0+Y1-Fr2-Ft3=0 ồmx= - l11.Y1 + l22.Fr2+ d2.Fa2/2+l23..Ft3=0 => Y1= (l22.Fr2+ d2.Fa2/2+l23..Ft3)/l11 =(75.939+214,2.470/2+150.4640)/210=3889(N) => Y0=939+4640-3889=1690(N) Trên mặt phẳng x0z: ồX=X0+X1+Ft2+Fr3=0 ồmY=l11.X1+l22.Ft2-d3.Fa3/2+l23.Fr3=0 X1=- (l22.Ft2-d3.Fa3/2+l23.Fr3)/l11=-(75.2580-120.1159+150.1794)/210 X1= - 1540(N) => X0= -(X1+Ft2