›
›

Đồ án Chi tiết máy - Nguyễn Văn Chiến

pdf 68 trang ngocly 1970
Download
Bạn đang xem 20 trang mẫu của tài liệu "Đồ án Chi tiết máy - Nguyễn Văn Chiến", để tải tài liệu gốc về máy bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên

Tài liệu đính kèm:

  • pdfdo_an_chi_tiet_may_nguyen_van_chien.pdf

Nội dung text: Đồ án Chi tiết máy - Nguyễn Văn Chiến

  1. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 BỘ CÔNG THƯƠNG. TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TP HCM. KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY o0o ĐỒ ÁN MÔN HỌC: Giáo viên hướng dẫn: ??? Sinh viên thực hiện: 1. NGUYỄN VĂN CHIẾN (0605266) 2. NGUYỄN VĂN CHIẾN 3. KJ 4. LI ? Tháng 10 năm 2008 GVHD: Trang 1 .
  2. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 GVHD: Trang 2 .
  3. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 CHƯƠNG 1 TÌM HIỂU HỆ THỐNG DẨN ĐỘNG BĂNG TẢI Khi ta thiết kế hệ thống dẫn động băng tải phải đảm bảo yêu cầu công suất trên trục là 9 kw số vòng quay trên trục thùng trộn là 63 vòng/phút, thời gian phục vụ là 5 năm, quay một chiều, làm việc hai ca, tải trọng va đập nhẹ (một năm làm việc 300 ngày, một ca 8 giờ). 1. Công suất trên trục động cơ P =9 kW 2. Số vòng quay trên trục thùng trộn 63 vòng/phút 3. Thời gian phục vụ 5 năm Quay một chiều, làm việc hai ca, tải trọng va đập nhẹ (một năm làm việc 300 ngày , một ca 8 giờ). Chế độ tải trọng cho như hình sau: GVHD: Trang 3 .
  4. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 Các số liệu ban đầu: ¾ T1= T ¾ T2= 0,9T ¾ t1= 1 ¾ t2= 45 1. Động cơ điện 2. Khớp nối 3. Hộp giảm tốc 4. Bộ truyền xích 5. Băng tải Nhiệm vụ đề tài: 1. Lập sơ đồ động để tính toán thiết kế 2. Lập bảng thuyết minh tính toán 3. Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc GVHD: Trang 4 .
  5. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 Để thỏa mãn yêu cầu trên ta sử dụng hộp giảm tốc đồng trục làm giảm vận tốc từ động cơ vào trục thùng trộn. Hộp giảm tốc này có đặc điểm là đường tâm của trục và và trục ra là trùng nhau. Do đó có thể giảm bớt chiều dài hộp giảm tốc, giúp cho việc bố trí cơ cấu gọn gàng. Tuy nhiên khi sử dụng hộp giảm tốc đồng trục ta nên chú ý đến một số khuyết điểm của nó: 9 Khả năng tải của cấp nhanh không dùng hết vì tải trọng tác dụng vào cấp chậm lớn hơn cấp nhanh trong khi khoảng cách của hai trục bằng nhau. 9 Phải bố trí các ổ của các trục đồng tâm bên trong hộp giảm tốc, làm phức tạp kết cấu gối đỡ và gây khó khăn cho việc bôi trơn các ổ này. 9 Khoảng cách giữa các gối đỡ của trục trung gian lớn nên muốn đảm bảo trục đủ bền và đủ cứng phải tăng đường kính trục. CHƯƠNG 2 XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 2.1 Chọn động cơ điện 2.1.1 Ý nghĩa của việc chọn động cơ. Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ là giai đoạn đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy. Trong trường hợp dùng hộp giảm tốc và động cơ biệt lập, việc chọn đúng loại động cơ ảnh hưởng rất nhiều đến việc lựa chọn và thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền ngoài hộp. Do đó việc chọn động cơ có ý nghĩa kinh tế và kỹ thuật lớn. Nếu chọn đúng GVHD: Trang 5 .
  6. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 động cơ thì động cơ có tính năng làm việc phù hợp với yêu cầu truyền động của máy, phù hợp với môi trường bên ngoài, vận hành được an toàn và ổn định. Nếu chọn công suất động cơ nhỏ hơn công suất phụ tải yêu cầu thì động cơ luôn làm việc quá tải, nhiệt độ tăng quá nhiệt độ phát nóng cho phép. Động cơ chóng hỏng. Nhưng nếu chọn công suất động cơ quá lớn thì sẽ làm tăng vốn đầu tư, khuôn khổ cồng kềnh, động cơ luôn làm việc non tải, hiệu suất động cơ sẽ thấp. khi chọn động cơ điện sao cho có thể lợi dụng được toàn bộ công suất động cơ. Khi làm việc nó phải thỏa mãn ba điều kiện: + Động cơ không phát nóng quá nhiệt độ cho phép + Có khả năng quá tải trong thời gian ngắn + Có mômen mở máy đủ lớn để thắng mômen cản ban đầu của phụ tải khi mới khởi động. 2.1.2 Chọn loại và kiểu động cơ Hiện nay trong công nghiệp thường sử dụng hai loại động cơ đó là: + Động cơ một chiều + Động cơ xoay chiều Thông thường động cơ xoay chiều thường được sử dụng rộng rãi trong công nghiệp vì có sức bền làm việc cao, moment khởi động lớn. Bên cạnh đó động cơ một chiều có thể điều chỉnh êm tốc độ trong phạm vi rộng, động cơ bảo đảm khởi động êm, hãm và đổi chiều dễ dàng. Nhưng giá thành đắt, khối lượng sữa chữa lớn và mau hỏng hơn động cơ xoay chiều và phải tăng thêm vốn đầu tư để đặt các thiết bị chỉnh lưu. Từ những ưu điểm trên ta chọn động cơ điện xoay chiều 2.2 Tính toán và phân phối tỷ số truyền 2.2.1 Chọn động cơ điện Để chọn động cơ điện ta cần tính công suất cần thiết. GVHD: Trang 6 .
  7. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 Nếu gọi Ptd là công suất trên trục ( tải trọng tương đương mà máy phải làm việc khi quay), Là trường hợp tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có: 2 2 ⎡T ⎤ 2 t ∑ ⎢ T ⎥ 2 12.11+ 0.92.45 9 1 ⎣ ⎦ = 9 = 9 0.847 2 11+ 45 ∑t2 1 = 8.28(kw) η là công suất chung(Hiệu suất chung η của hệ thống), Nct là công suất cần thiế, Ta có: P P = td ct η [2.1] Hiệu suất chung η của hệ thống: η = ηη24 η η 12 3 4 η1 = 0.97- hiệu suất bộ truyền xích η2 = 0.98- hiệu suất bộ truyền bánh răng η3 = 0.99- hiệu suất của một cặp ổ lăn η4 = 0.98- hiệu suất của khớp nối đàn hồi thay vào ta có η = 0,97.()()0,98 2 . 0,99 4 .0,98 = 0,877 GVHD: Trang 7 .
  8. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 Suy ra hiệu suất chung η của hệ thống: η = 0,8777 P 8,28 P = td = = 9,44(kw) ct η 0,877 Phân phối tỉ số truyền cho hệ thống: • Chọn tỉ số truyền sơ bộ: Tra vào BảNG2.4 trang 21( Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1, tác giả TRịNH CHấT –LÊ VĂN UYểN).Theo bảng ta nên chọn tỉ số truyền như sau: o Đai thẳng: U xich = 2 o Hộp giảm tốc hai cấp: U hop = 10 Nên tỉ số truỵền sơ bộ của hệ thống là: U sb = U xixh .U hop = 10.2 = 20 Vận tốc sơ bộ của động cơ là: V = U .n = 30.63 = 1260(vong / phut) sb sb Î Với số liệu ta tính được Pct = 9,44(kw) V sb = 1260 (vong / phut ) Ta tiến hành chọn động cơ GVHD: Trang 8 .
  9. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 Cần phải chọn động cơ điện có công suất lớn hơn Pct = 9,44(kw) .Trong tiêu chuẩn có nhiều loại động cơ điện thõa mãn điều kiện này. Tra vào BảNG P1.3 trang 236 ( Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1, tác giả TRịNH CHấT –LÊ VĂN UYểN) nên ta chọn động cơ không đồng bộ 3 pha mang số hiệu 4A132M2Y3 có các thông số kỹ thuật sau: o Công suất: Pct = 11,0(kw) o Vận tốc: V = 2907(vong / phut) sb Chọn sơ bộ loại động cơ công suất định mức Pct = 11,0(kw) , có số vòng quay là Vsb = 2907( vòú ng / ph t) . Nếu chọn động cơ điện có số vòng quay lớn Ví dụ: ta chọn 4A160S2Y3 o Công suất: Pkwct =15,0( ) o Vận tốc: V= 2930( vong / phut ) sb thì tỷ số truyền động chung tăng, dẫn đến việc tăng khuôn khổ, kích thước của máy và giá thành của thiết bị cũng tăng theo (trừ động cơ điện). Nhưng động cơ có số vòng quay lớn thì giá thành hạ hơn và ngược lại. Nếu chọn số vòng quay thấp thì tỷ số truyền động chung nhỏ do đó khuôn khổ của máy giảm và giá thành hạ. Vì vậy cần tiến hành tính toán cụ thể để chọn động cơ điện có số vòng quay sao cho giá thành của hệ thống dẫn động băng tải là nhỏ nhất. Đây là một việc làm rất cần thiết trong đời sống kinh tế hiện nay. GVHD: Trang 9 .
  10. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 Vậy ta chọn được: động cơ không đồng bộ 3 pha mang số hiệu 4A132M2Y3 Pct = 11,0(kw) Vsb = 2907( vòú ng / ph t) . Đang làm tới đây: Ở đây ta chọn động cơ A02-42-4 công suất động cơ Pdc= 5,5kw, có số vòng quay là ndc= 1450vg/ph. 2.2.2 Phân phối tỷ số truyền Tỷ số truyền động chung n dc 1450 iiii===x 27,88 [2.2] nh ch n 52 t Trong đó n số vòng quay của động cơ dc n =52 số vòng quay của thùng trộn t i tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ nghiêng cấp nhanh nh GVHD: Trang 10 .
  11. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 i tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ nghiêng cấp chậm ch ix tỷ số truyền của bộ truyền xích Ta chọn ix = 4 theo bảng 3.2 [1] i 27,88 ⇒=uii = = =6,97 nh ch ix 4 Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng phương pháp ngâm dầu ta lấy: ii=== u2,64 nh ch 1450 Thử lại số vòng quay của trục thùng trộn:nvgph==52 / đúng với 2,64.2,64.4 yêu cầu đặt ra. 2.3 Kiểm tra điều kiện mở máy và quá tải của động cơ đã chọn - Mômen định mức của động cơ p 5,5 TNm===9550dmdc 9550 36,22 dmdc n1450 dc Trong đó p công suất định mức của động cơ dmdc n số vòng quay của động cơ. dc - Mômen mở máy của động cơ TT==1, 4 50, 08 Nm mm dmdc - Mômen lớn nhất trên trục động cơ TT==2,2 79,684 Nm max dmdc - Mômen nhỏ nhất trên trục động cơ TT==0,5 18,11 Nm min dcdm GVHD: Trang 11 .
  12. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 - Mômen cho phép của động cơ TTcp ==0,81max 64,54 Nm - Mômen cản của động cơ p lv TNmcan ==9550 29,76 n η dc - Mômen quá tải cực đại của động cơ TTmax qt ==1, 4can 41, 66 Như vậy ta có: pkNk=>=5,5w 4,5w dmdc ct Tcan =<= 29,76Nm Tmm 50,08 Nm TNmTNmmax qt =<=41,66cp 64,54 Kết Luận: Động cơ đã chọn thỏa mãn các điều kiện làm việc của hệ thống. Đảm bảo vận hành hệ thống dẫn động thùng trộn tốt. 2.4 Xác định các thông số động học và lực học trên các trục 2.4.1 Tính toán tốc độ quay của trục nvgph=1450( / ) dc n nvgph==dc 1450( / ) 1 η 4 n 1450 nvgph==1 =549,24( / ) 2 i 2,64 nh n 549,24 nvgph==2 =208,04( / ) 3 i 2,64 ch Trong đó ndc số vòng quay của động cơ n 1 số vòng quay của trục 1 GVHD: Trang 12 .
  13. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 n2 số vòng quay của trục 2 n3 số vòng quay của trục 3 2.4.2 Tính công suất trên các trục -Công suất danh nghĩa trên trục động cơ pNdc== ct 4,5 k w -Công suất danh nghĩa trên trục 1 pp134==dcη η 4,5.0,995 = 4,48 k w -Công suất danh nghĩa trên trục 2 pp2123==η η 4,48.0,995.0,97 = 4,32 k w -Công suất danh nghĩa trên trục 3 pp3223==η η 4,32.0,995.0,97 = 4,17 k w 2.4.3 Tính mômen xoắn trên các trục Nct 4,5 TNmdc ==9550 9550 = 29,64 ndc 1450 p 4,48 TNm==95501 9550 = 29,50 1 n 1450 1 p2 4,32 TNm2 ==9550 9550 = 75,11 n2 549,24 p3 4,17 TNm3 ==9550 9550 = 191,05 n3 208,44 GVHD: Trang 13 .
  14. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục tính được của hệ thống Thông số Tốc độ quay Công suất Mômen xoắn Tỉ số truyền Trục (vg/ph) (kw) (Nm) Trục động cơ 1 1450 4,5 29,64 Trục 1 1450 4,48 29,50 2,64 Trục 2 549,24 4,32 75,11 GVHD: Trang 14 .
  15. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 Trục 3 2,64 208,44 4,17 191,05 CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG XÍCH 3.1 Tìm hiểu và chọn truyền động xích Xích truyền chuyển động và tải trọng từ trục dẫn sang trục bị dẫn nhờ sự ăn khớp giữa các mắt xích với răng của đĩa xích. So với bộ truyền đai bộ truyền xích cơ những ưu điểm sau: - Không có hiện tượng trượt, hiệu suất cao hơn, có thể làm việc khi có quá tải đột ngột - Không đòi hỏi phải căng xích, lực tác dụng lên trục và ổ nhỏ hơn - Kích thứơc bộ truyền nhỏ hơn bộ truyền đai nếu truyền cùng công suất và số vòng quay. GVHD: Trang 15 .
  16. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 - Bộ truyền xích truyền công suất nhờ vào sự ăn khớp giữa xích và bánh xích, do đó góc ôm không có vị trí quan trọng như trong bộ truyền đai và đo đó có thể truyền công suất và chuyển động cho nhiều đĩa xích bị dẫn. Tuy nhiên bộ truyền xích có những nhược điểm là do sự phân bố của các nhánh xích trên đĩa xích không theo đường tròn mà theo hình đa giác, do đó khi vào và ra khớp, các mắt xích xoay tương đối với nhau và bản lề xích bị mòn gây nên tải trọng động phụ, ồn khi làm việc, có tỷ số truyền tức thời thay đổi, vận tốc tức thời của xích và bánh xích thay đổi, cần phải bôi trơn thường xuyên và phải có bộ phận điều chỉnh xích. Có 3 loại xích chính là xích ống, xích ống con lăn và xích răng. Xích ống đơn giản, giá thành hạ và khối lượng giảm vì không dùng con lăn, nhưng cũng vì thế mà bản lề mòn nhanh. Vì vậy chỉ dùng xích ống đối với các bộ truyền không quan trọng mặc khác yêu cầu khối lượng nhỏ. Xích ống con lăn gọi tắt là xích con lăn, về kết cấu giống như xích ống chỉ khác ngoài ống lắp thêm thêm con lăn, nhờ đó có thể thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa bằng ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa. Kết quả là độ bền của xích con lăn cao hơn xích ống, chê tạo không phức tạp bằng xích răng, do đó xích con lăn được dùng khá rộng rải. Xích răng có khả năng tải lớn, làm việc êm, nhưng chế tạo phức tạp và giá thành đắt hơn xích con lăn. Từ những ưu điểm trên và do bộ truyền tải không lớn nên ta chon xích ống con lăn. 3.2 Chọn số răng đĩa xích - Chọn số răng của đĩa xích dẫn zi1 =−29 2x =− 29 2.4 = 21 - Tính số răng đĩa xích bị dẫn zzi21==x 4.21 = 84 GVHD: Trang 16 .
  17. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 3.3 Xác định bước xích - Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích theo công thức (5.22) [1] kkkkkkk= da0 dcblv (3.1) Trong đó Kd=1 hệ số tải trọng động Ka=1 hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục K0=1,25 hệ số xét đến ảnh hưởng của cách bố trí bộ truyền Kdc=1,25 hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích (không có bộ phận căng xích) Kb=1 hệ số xét đến bôi trơn (nhỏ giọt) Klv=1 hệ số xét đến chế độ làm việc (1 ca) ⇒=k 1.1.1.1,25.1,25.1 = 1,56 - Tính công suất tính toán - Theo công thức (5.25) [1] kk k p z n 3 pt = (3.2) K X Chọn xích một dãy nên Kx=1 Trong đó Kz hệ số răng đĩa xích Kn hệ số vòng quay P3=4.17kw công suất cần truyền 25 25 kz ===1,19 z 21 1 n 01 400 kn == =1, 92 n 208,44 3 GVHD: Trang 17 .
  18. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 kk k p z n 3 pt ==1,56.1,19.1,92.4,17 = 14,86kw kx Dựa vào bảng 5.4 [1] theo cột n01=400vg/ph ta chọn bước xích pc=25,4, đường kính chốt do=7,95mm, chiều dài ống bo=22,61 và [p]=19. Dựa vào bảng 5.2 số vòng quay tới hạn ứng với bước xích 25,4mm là nth=800vg/ph, nên điều kiện n<nth được thỏa. - Xác định vận tốc trung bình của xích Theo công thức 5-10 [1] nzp 208,44.21.25,4 vms==3 c =1, 85 / 60000 60000 Trong đó n số vòng quay của đĩa xích z số răng của đĩa xích pc bước xích - Lực vòng có ích 1000p 1000.4,17 F == =2254N t v 1, 85 - Tính toán kiểm nghiệm bước xích theo công thức 5-26 [1] pk 4,17.1,56 3 3 pc ≥=6003 600 = 23,11 zn13[p o ] 21.208,44.26 Theo bảng 5.3 [1] ta chọn [po]=26 Do pc=25,4 nên diều kiện bài toán được thỏa - chọn khoảng cách trục sơ bộ a=(30-50)pc=40.25,4=1016 Số mắc xích theo công thức 5-8 [1] GVHD: Trang 18 .
  19. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 2 2azz12+−⎛⎞ zz 12 pc X =+ +⎜⎟ pa22⎝⎠π c 2 2.1016 21+− 84⎛⎞ 84 21 25,4 =++⎜⎟ =135 25,4 2⎝⎠ 2.3,14 1016 Chiều dài xích L=pcX=25,4.135=3429mm Tính chính xác khoảng cách trục theo công thức 5-9 [1] ⎡⎤zz++− zz22 zz ⎢⎥12⎛⎞⎛⎞ 12 12 apX=−+−−0,25c ⎜⎟⎜⎟ X 8 ⎢⎥222⎝⎠⎝⎠π ⎣⎦ ⎡⎤2 2 21++− 84⎛⎞ 21 84⎛⎞ 84 21 =−+−−0,25.25,4⎢⎥ 135⎜⎟ 135 8⎜⎟ ⎢⎥2⎝⎠ 2⎝⎠ 2.3,14 ⎣⎦ =1016mm Ta chọn a=1012mm (vì giảm khoảng cách trục (0,002-0,004)a) - Số lần va đâp xích trong 1giây zn 21.208,44 u ==13 =11,48 ≤ [i]=20 15X 15.135 Tra bảng 5.6 [1] với bước xích pc=25,4 ta chọn [i]=20 3.4 Kiểm nghiệm độ bền xích Theo công thức 5-28 [1] Q 50000 s == =≥21,84 [s] FFF1 ++vo2254 + 25,81 + 8,90 Trong đó Q=50000N tải trọng phá hỏng tra theo bảng 5.1 [s] hệ số an toàn cho phép dựa vào số vòng quay và bước xích ta chọn [s]= (76-8,9) F1=Ft=2254N lực trên nhánh căng Fv lực căng do lực ly tâm gây nên theo công thức 5-16 [1] GVHD: Trang 19 .
  20. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 22 Fqvvm==2,6.1,85 = 8,90 N qm=2,6(kg/m) khối lượng của một mét xích tra theo bảng 5.1 [1] F0 lực căng ban đầu của xích theo công thức 5-17 [1] FKaqgofm==1.1012.2,6.9,81 = 25,81 N 3.5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích - Đường kính vòng chia theo công thức 5-1 [1] pz 25,4.21 dmm==c 1 =170 1 π 3,14 pz 25,4.84 dmm==c 2 =679 2 π 3,14 - Đường kính vòng đỉnh theo công thức 5-7 [1] dd=+0,7 p = 188 mm 11ac dd22ac=+0,7 p = 697 mm - Kiểm nghiệm độ bền của đĩa xích 1 theo công thức 5-28 [3] kFkFrt1d().+ vd 1 E σ H1 =≤0,47 [σ H ] Akdd Fvd1 lực va đập trên m( ở đây m=1) dãy xích theo công thức 5-19 [3] −73 FnpNvd13==13.10 . c 4,44 Kr1 hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích. Chọn kr1=0.372 Kd=1 hệ số tải trọng động Kđ=1 hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy Z 15 20 30 40 50 60 Kr 0,59 0,48 0,36 0,29 0,24 0.22 E=2,1.105 Mpa môđun đàn hồi GVHD: Trang 20 .
  21. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 A diện tích hình chiếu của bản lề. theo bảng 5.1 [1] với bước xích 25,4 ta chọn A=180mm [σ ] ứng suất tiếp xúc cho phép tra theo bảng 5.11 [3] 0,372(2254.1+ 4,44).2,1.105 σ ==0,47 465Mpa H1 180.1 σσH1 =<465Mpa [ ]=600 Mpa Như vậy có thể dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=210 sẽ đạt được ứng suất cho phép [σ ]=600Mpa đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho đĩa răng 1 - Kiểm nghiệm độ bền của đĩa xích 2 theo công thức 5-28 [3] kFkFrt2d().+ vd 2 E σ H 2 =≤0,47 [σ H ] Akdd Trong đó Kr2=0,22 −73 FnpNvd24==13.10 . c 1,36 0,22.(2254.1+ 1,36).2,1.105 ⇒=σ 0,47 = 358N H 2 180.1 σ H 2 =<358Mpa [σ ]=600 Mpa Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=210 ứng suất cho phép cho phép - Xác định lực tác dụng lên trục theo công thức 5-20 [3] FkF==xt 1,05.2254 = 2366,7 N Các đại lượng Các thông số Khoảng cách trục A=1012mm Số răng đĩa dẫn Z1=21 Số răng đĩa bị dẫn Z2=84 Tỷ số truyền Ix=4 GVHD: Trang 21 .
  22. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 Số mắt của xích X=135 Đường kính vòng chia của xích - đĩa dẫn: d1=170 - đĩa bị dẫn d2=679 Đường kính vòng đỉnh của xích - đĩa dẫn: d1a=188 - đĩa bị dẫn d2a=697 Bước xích Pc=25,4 CHƯƠNG 4 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 4.1 Tính chọn vật liệu cho cấp nhanh và chậm. Nguyên tắc chọn vật liệu để thiết kế bộ truyền bánh răng cho hộp giảm tốc là: chọn vật liệu đảm bảo cho răng không bị gãy do quá tải đột ngột dưới tác dụng của tải trọng va đập, răng không bị tróc vì mỏi do ứng suất tiếp xúc thay đổi gây ra. Thép nhiệt luyện là loại vật liệu chủ yếu để chế tạo bánh răng. Ngoài ra còn dùng gang và chất dẻo. GVHD: Trang 22 .
  23. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 Đối với các bộ truyền chịu tải trọng nhỏ và trung bình có thể dùng thép tôi cải thiện, thép thường hóa hoặc thép đúc để chế tạo bánh răng. Độ rắn của bề mặt răng HB 350. Đối với các bộ truyền bánh răng hở, làm việc với vận tốc thấp, không có yêu cầu kích thước phải nhỏ gọn, có thể dùng vật liệu gang. Chất dẻo thường được dùng trong các bộ truyền bánh răng chịu tải trọng nhỏ, yêu cầu làm việc ít kêu và cần giảm tải trọng động. Dựa vào sơ đồ tải trọng và điều kiện làm việc của bộ truyền không phải làm việc dưới tải trọng lớn và cũng không có điều kiện gì đặc biệt. Ta tiến hành chọn vật liệu theo các hàm mục tiêu. - Bền điều - Kích thước nhỏ nhất - Giá thành rẻ nhất - Thuận lợi cho việc gia công cơ khí. Từ những điều kiện trên ta tiến hành chọn vật liệu cho bánh dẫn và bị dẫn ta chọn thép 45 - tôi cải thiện với các số liệu cho ở bảng sau. σ (Mpa) σ (Mpa) Tên Vật liệu b ch HB Thép 45 - tôi cải thiện Bánh dẫn 850 650 270 S=100 Thép 45 - tôi cải thiện Bánh bị dẫn 100<s<=300 750 500 260 Ta có HB1=270, HB2=260 thỏa mản HB1= HB2+(10-15) 4.2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép GVHD: Trang 23 .
  24. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 4.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép Theo công thức 6-33 [1] 0,9k ⎡⎤σσ= HL ⎣⎦H 0limH sH Trong đó σ giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kỳ cơ sở 0limH kHL hệ số tuổi thọ. sH =1,1 hệ số an toàn có giá trị tra theo bảng 6.13 [1] - Giới hạn mỏi tiếp xúc: σ = 270HB + 0limH Theo bảng 6.13 [1] + Đối với bánh dẫn: σ = 270610HBMpa+= 0lim1H 1 + Đối với bánh bị dẫn: σ = 270590HBMpa+= 0lim2H 2 - Hệ số tuổi thọ được xác định theo công thức 6-48 [1] N HO KHL = 6 NHE Trong đó NHB= 30. 2,4 số chu kỳ làm việc cơ sở HO 3 ⎛⎞Ti NcHE = 60 ∑⎜⎟ ntii số chu kỳ làm việc tương đương theo ⎝⎠Tmax công thức 6-49 và 6-50 [1] NHB==30.2,4 2,05.10 7 (chu kỳ) HO1 1 NHB==30.2,4 1,87.10 7 (chu kỳ) HO2 2 NN= = 5.106 (chu kỳ) FO12 FO GVHD: Trang 24 .
  25. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 N =+=60.300.8.7.1450.(133 .0,76 0,9 .0,24) 13,7.10 8 HE1 N =+=60.300.8.7.549,24.(133 .0,76 0,9 .0,24) 5,2.10 8 HE2 N N N N Vì HO1< HE1; HO2< HE2 nên KHL =1 Thay thế các giá trị vừa tìm được vào công thức xác định ứng suất tiếp xúc cho phép ta có các giá trị ứng suất đối với bánh dẫn và bị dẫn là 0,9.1 ⎡⎤σ ==610 499Mpa ⎣⎦H 1 1,1 0,9.1 ⎡⎤σ ==590 483Mpa ⎣⎦H 2 1,1 Để tính sức bền ta tính ứng suất tiếp cho phép là ⎡⎤σσ=+=<0,45.(499 483) 442Mpa ⎡⎤ ⎣⎦HH ⎣⎦min ⎡⎤ Ta chọn ⎣⎦σ H =483Mpa 4.2.1 Ứng suất uốn cho phép Theo công thức 6-47 [1] k σσ= FL []F 0limF SL Trong đó σ giới hạn mỏi uốn 0limF kFL hệ số tuổi thọ SL =1,75 hệ số an toàn trung bình tra theo bảng 6.13(TL1) Theo bảng 6.13 [1] giới hạn mỏi được tính theo công thức σ =1, 8HB 0limF - Giới hạn mỏi của bánh dẫn σ =1,8.270= 486Mpa 0lim1F - Giới hạn mỏi của bánh bị dẫn σ =1,8.260= 468Mpa 0lim2F - Hệ số tuổi thọ được xác định theo công thức 6-48 [1] GVHD: Trang 25 .
  26. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 5.106 KFL = 6 NFE Trong đó NFE được xác định theo công thức 6-49 và 6-50 [1] 6 ⎛⎞Ti NcFE = 60 ∑⎜⎟ ntii ⎝⎠Tmax - Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh dẫn N =+=60.300.8.7.1450.(166 .0,76 0,9 .0,24) 13.10 8 FE1 - Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh bị dẫn N =+=60.300.8.7.549,24.(166 .0,76 0,9 .0,24) 4,9.10 8 FE2 N N N N Vì FO1< FE1; FO2 < FE2 nên KFL =1 Thay thế các giá trị vừa tìm được vào công thức xác định ứng suất uốn cho phép ta có các giá trị ứng suất đối với bánh dẫn và bị dẫn là 486.1 ⎡⎤σ ==278Mpa ⎣⎦F 1 1, 75 468.1 ⎡⎤σ ==267Mpa ⎣⎦F 2 1,1 4.3 Tính toán thiết kế cho từng cấp bánh răng 4.3.1 Xác định các thông số của bánh răng cấp nhanh ¾ Chon sơ bộ hệ số tải trọng K=1,4 ¾ Chọn hệ số chiều rộng bánh răng ψ a = 0,25 Tính khoảng cách trục. lấy θ' =1, 25 Theo công thức 6-67 [1] GVHD: Trang 26 .
  27. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 2 ⎛⎞1, 05.10 6 kp Ai≥+(1)3 1 nh ⎜⎟' ⎝⎠[]σψθtx.in nh a 2 2 ⎛⎞1,05.106 1,4.4,48 A ≥+(2,64 1)3 ⎜⎟ = 94,8mm ⎝⎠483.2,64 0,25.1,25.549,24 Giá trị A đối với hộp giảm tốc tiêu chuẩn có giá trị tiêu chuẩn nằm trong hai dãy sau: Dãy 1 40 50 63 80 100 125 160 200 250 315 400 Dãy 2 140 180 225 280 355 450 Ta chọn A=100mm ¾ Tính vận tốc vòng và cấp chính xác chế tạo bánh răng Theo công thức 6-40 [3] 2.π .An . vms==1 4,17 / 60.1000(i + 1) nh Theo bảng 3.11 [2] ta chọn cấp chính xác chê tạo cho bánh răng là cấp 9 ¾ Định chính xác hệ số tải trọng 2,5.mn Theo bảng 3.12 [2] ta tính được Ktt=1. Giả sử b > , với cấp chính xác sin β 9 và vận tốc vòng v= (3-8m/s) tra bảng 3.14 [2] ta tìm được kd=1,4. Do đó k=kttkd=1,4.1=1,4 Vậy hệ số k đúng với dự đoán nên không phải tính lại A ¾ Xác định môđun, số răng, góc nghiêng của răng và chiều rộng bánh răng. Theo công thức 6-68 [1] mAmmn =−(0,01 0,02) =− (1 2) Chọn mn =2 Từ điều kiện 82000≤≤β GVHD: Trang 27 .
  28. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 2Ac os2000 2 Ac os8 ≤≤z1 minnh(1)++ mi nnh (1) 2.100.cc os2000 2.100. os8 Suy ra: ≤≤z 2(2,64++ 1)1 2(2,64 1) 25,8≤≤z1 27,2 Ta chọn z1=26 răng, suy ra số răng bánh bị dẫn: z2=26.2,64=69 răng m.zi (+ 1) Góc nghiêng răng : β ==arccosn1nh 18,840 2.A Chiều rộng bánh răng bị dẫn: bA=ψ a.== 0,25.100 25 mm Chiều rộng bánh răng bánh dẫn: b=25+5=30mm 2,5.m 2,5.2 Chiều rộng b phải thỏa mãn điều kiện b >=n =15,5 sinβ sin18,840 ¾ Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng Hệ số dạng răng tra theo bảng 3.18 [2] Bánh nhỏ y1=0,44 Bánh lớn y2=0,5 Lấy hệ số θ '' =1, 5 Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ Theo công thức 6-65 [3] 19,1.106 .kp . 1 σσF1 =≤[] ym2'' znb θ u 1.n 1 1 19,1.106 .1,4.4,48 σ ==41,05Mpa F1 0,43.22 .26.1450.35.1,5 ⎡⎤ σσF1 ≤=278Mpa ⎣⎦F 1 Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn Theo 6-66 [3] GVHD: Trang 28 .
  29. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 y1 σσFF21==35,30Mpa y2 ⎡⎤ σσF 2 ≤=267Mpa ⎣⎦F 2 ¾ Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn. Ứng suất tiếp xúc cho phép ⎡⎤ [σσ]txqt = 2,5⎣⎦H Bánh nhỏ: []σ txqt1 ==2,5.499 1247,5Mpa Bánh lớn: []σ txqt2 ==2,5.483 1207,5Mpa Ứng suất uốn cho phép: σ = 0,8σ uqt ch Bánh nhỏ: []σ uqt1 ==0,8.650 520Mpa Bánh lớn: []σ ==0,8.500 400Mpa uqt2 - Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc theo công thức 3-14 [2] 3 1, 05.106 (1)ikp+ σσ=≤nh 1 [] txqt Ai ' txqt nh θ bn Bánh nhỏ 1,05.1063 (2,64+ 1) .1,4.4,48 σ ==275Mpa txqt1 100.2,64 1,25.35.1450 Bánh lớn 1,05.1063 (2,64+ 1) .1,4.4,32 σ ==438Mpa txqt2 100.2,64 1,25.35.549,42 - Kiểm nghiệm sức bền uốn lớn nhất sinh ra khi quá tải Theo công thức 3-42 [2] GVHD: Trang 29 .
  30. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 σuqt=≤σσF K qt []uqt Trong đó hệ số quá tải Kqt =1,8 Bánh nhỏ σ ==<1,8.41,05 73,89 σ uqt1 [ ]uqt1 Bánh lớn σ ==<1,8.35,30 63,54 σ uqt2 [ ]uqt2 Kết luận: Vậy bánh răng đủ bền khi làm việc quá tải ¾ Các thông số hình học của bánh răng trụ không dịch chỉnh ăn khớp ngoài Môđun mn=2mm Số răng Z1=26, Z2=69 0 Góc ăn khớp αn = 20 Góc nghiêng β =18,840 Khoảng cách trục A=100mm Chiều rộng bánh răng b=35mm Đường kính vòng chia theo bảng 3-2 [2] mz dmm==n 1 54 1 cosβ mz dmm==n 2 146 2 cosβ Đường kính vòng đỉnh răng theo bảng 3-2 [2] Dmme1 =+54 2.2 = 58 Dmme2 =+=146 2.2 150 Đường kính vòng chân răng theo bảng 3-2 [2] GVHD: Trang 30 .
  31. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 Dmm=−54 2,5.2 = 49 i1 Dmmi1 =−146 2,5.2 = 141 ¾ Tính lực tác dụng lên trục Lực vòng trên bánh răng nhỏ theo công thức 6-16 [1] 3 2T1 2.29,50.10 F1 == =1074N d1 54 Lực vòng trên bánh răng lớn theo công thức 6-16 [1] 3 2T2 2.75,11.10 F2 == =1030N d2 146 Lực hướng tâm trên bánh răng nhỏ theo công thức 6-17 [1] Ftag1 αn Fr1 ==413N cosβ Lực hướng tâm trên bánh răng lớn theo công thức 6-17 [1] Ftagα F ==2 n 396N r 2 cosβ Lực dọc trục trên bánh răng nhỏ theo công thức 6-18 [1] FFtagan11==.391α N Lực dọc trục trên bánh răng lớn theo công thức 6-18 [1] FFtagan22==.375α N Các thông số, kích thước, lực của bộ truyền bánh răng cấp nhanh Khoảng cách trục 100 mm Môdun pháp 2 mm Chiều rộng vành răng bánh bị dẫn 25 mm Chiều rộng vành răng bánh dẫn 30 mm Tỷ số truyền 2.64 mm Số răng bánh 1 26 răng GVHD: Trang 31 .
  32. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 Số răng bánh 2 69 răng Đường kính vòng lăn 1 54 mm Đường kính vòng lăn 2 146 mm Đường kính vòng đỉnh 1 58 mm Đường kính vòng đỉnh 2 150 mm Đường kính vòng chân răng 1 49 mm Đường kính vòng chân răng 2 141 mm Góc nghiêng β =18,840 Góc ăn khớp 0 αn = 20 Lực vòng trên bánh nhỏ 1074 N Lực vòng trên bánh lớn 1030 N Lực hướng tâm trên bánh nhỏ 413 N Lực hướng tâm trên bánh lớn 396 N Lực dọc trục trên bánh nhỏ 391 N Lực dọc trục trên bánh lớn 375 N 4.3.2 Xác định các thông số của bánh răng cấp chậm ¾ Các thông số hình học của bánh răng Do hộp giảm tốc đồng trục nên: Môđun mn=2mm Khoảng cách trục A=100mm Góc nghiêng β =18,840 Chọn ψ a = 0,40 Chiều rộng vành răng bánh bị dẫn: b=0,4.100=40mm Chiều rộng vành răng bánh dẫn: b=45mm Đường kính vòng chia theo bảng 3-2 [2] GVHD: Trang 32 .
  33. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 mz dmm==n 1 54 1 cosβ mz dmm==n 2 146 2 cosβ Đường kính vòng đỉnh răng theo bảng 3-2 [2] Dmme1 =+54 2.2 = 58 Dmme2 =+=145,81 2.2 150 Đường kính vòng chân răng theo bảng 3-2 [2] Dmm=−54 2,5.2 = 49 i1 Dmmi2 =−146 2,5.2 = 141 Vận tốc vòng của bánh răng theo công thức 6-40 [3] 2.π .An . vms==2 1, 58 / 60.1000(i + 1) nh Theo bảng 3.11 [2] ta chọn cấp chính xác chê tạo cho bánh răng là cấp 9 ¾ Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng Hệ số dạng răng tra theo bảng 3.18 [2] Bánh nhỏ y1=0,43 Bánh lớn y2=0,5 Lấy hệ số θ '' =1, 5 Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ Theo công thức 6-65 [3] 6 19,1.10 .kp . 2 σσF1 =≤[] ymznb2 θ '' u 1. 12 19,1.106 .1,4.4,32 σ ==78,36Mpa F1 0,43.22 .26.549,42.40.1,5 ⎡⎤ σσF1 ≤=278Mpa ⎣⎦F 1 GVHD: Trang 33 .
  34. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn Theo công thức 6-66 [3] y1 σσFF21==67,38Mpa y2 ⎡⎤ σσF 2 ≤=267Mpa ⎣⎦F 2 - Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc theo công thức 3-14 [2] 6 3 1, 05.10 (1)ikp+ 2 σσ=≤nh [] txqt Ai ' txqt nh θ bn2 Bánh nhỏ 1,05.1063 (2,64+ 1) .1,4.4,32 σ ==410Mpa txqt1 100.2,64 1,25.40.549,42 Bánh lớn 1,05.1063 (2,64+ 1) .1,4.4,17 σ ==654,35Mpa txqt2 100.2,64 1,25.40.208,04 Ứng suất uốn cho phép theo công thức 3-46 [2] σ = 0,8σ uqt ch Bánh nhỏ: []σ uqt1 ==0,8.650 520Mpa Bánh lớn: []σ ==0,8.500 400Mpa uqt2 - Kiểm nghiệm sức bền uốn theo công thức 3-42 [2] σuqt=≤σσF K qt []uqt Trong đó hệ số quá tải Kqt =1,8 Bánh nhỏ σ ==<1,8.78,36 140,05 σ uqt1 [ ]uqt1 GVHD: Trang 34 .
  35. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 Bánh lớn σ ==<1,8.67,38 121,38 σ uqt2 [ ]uqt2 Kết luận: Vậy bánh răng đủ bền khi làm việc quá tải ¾ Tính lực tác dụng lên trục Lực vòng trên bánh răng nhỏ theo công thức 6-16 [1] 3 2T2 2.75,11.10 F1 == =2734N d1 54 Lực vòng trên bánh răng lớn theo công thức 6-16 [1] 3 2T3 2.191,05.10 F2 == =2621N d2 146 Lực hướng tâm trên bánh răng nhỏ theo công thức 6-17 [1] Ftagα F ==1 n 1051N r1 cosβ Lực hướng tâm trên bánh răng lớn theo công thức 6-17 [1] Ftagα F ==2 n 1008N r 2 cosβ Lực dọc trục trên bánh răng nhỏ theo công thức 6-18 [1] FFtagan11==.995α N Lực dọc trục trên bánh răng lớn theo công thức 6-18 [1] FFtagan22==.954α N Các thông số, kích thước, lực của bộ truyền bánh răng cấp chậm Khoảng cách trục 100 mm Môdun pháp 2 mm Chiều rộng vành răng bánh dẫn 45 mm Chiều rộng vành răng 40 mm Tỷ số truyền 2.64 GVHD: Trang 35 .
  36. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 Số răng bánh 1 26 răng Số răng bánh 2 69 răng Đường kính vòng lăn 1 54 mm Đường kính vòng lăn 2 146 mm Đường kính vòng đỉnh 1 58 mm Đường kính vòng đỉnh 2 150 mm Đường kính vòng chân răng 1 49 mm Đường kính vòng chân răng 2 141 mm Góc nghiêng β =18,840 Góc ăn khớp 0 αn = 20 Lực vòng trên bánh nhỏ 2734 N Lực vòng trên bánh lớn 2621 N Lực hướng tâm trên bánh nhỏ 1051 N Lực hướng tâm trên bánh lớn 1008 N Lực dọc trục trên bánh nhỏ 995 N Lực dọc trục trên bánh lớn 954 N CHƯƠNG 5 CHỌN KHỚP NỐI 5.1 Tìm hiểu và chọn khớp nối 5.1.1 Khái niệm Khớp nối (còn gọi là nối trục, ly hợp, khớp nối trục) là cụm chi tiết máy dùng để nối các trục( hoặc các chi tiết quay), để truyền chuyển động và công suất. nhờ khớp nối, ta nối cá trục đồng tâm, hơi lệch tâm hoặc nghiêng với nhau một góc nào đó. Ngoài chức năng chính là truyền mômen xoắn thì khớp nối dùng GVHD: Trang 36 .
  37. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 để đống mở các cơ cấu, giảm rung động và va đập, ngăn ngừa quá tải, điều chỉnh tốc độ . 5.1.2 Phân loại 4.1.2.1 Nối trục chặt Đặc điểm của nối trục chặt là dùng để nối cứng các đầu trục có đường tâm trên cùng một đường thẳng và không di chuyển tương đối với nhau. Nối trục chặt có cấu tạo đơn giảm nhưng đòi hỏi chế tạo, lắp ghép chính xác. a. Nối trục ống Cấu tạo bởi một ống thép hoặc gang lồng vào đoạn cuối của hai trục và ghép với trục bằng chốt hoặc then hoa. Nối trục ống chỉ dùng để nối các trục có đường kính nhỏ (không quá 60-70mm). Nối trục ống rất đơn giản và rẻ. Tuy nhiên khi lắp cần có khoảng di chuyển dọc trục lớn và yêu cầu cao về độ chính xác của vị trí đầu trục, nếu không sẽ xuất hiện lực uốn trục. b. Nối trục đĩa Nối trục đĩa bao gồm hai đĩa có mayơ, mỗi đĩa lắp lên đoạn cuối của mỗi trục bằng mối ghép then. Hai nữa đĩa được nối ghép với nhu băng bulong. Bulông được lắp có khe hở hoặc không có khe hở. trong trường hợp lắp có khe hở momen được truyền từ đĩa này sang đĩa khác nhờ lực ma sát sinh ra trên mặt ghép hai đĩa do lực xiết bulông. Trường hợp lắp không có khe hở mômen xoắn được truyền trực tiếpqua thân bulông. Trong trường hợp này trục và ổ sẽ chịu lực lớn phát sinh sau khi lắp hai nữa khớp với nhau. 5.1.2.2 Nối trục bù Nối trục bù dùng để nối các đầu trục có sai lệch về vị trí tương đối giữa các đầu trục; độ lệch dọc trục, độ lệch góc, độ lệch tâm hay độ lệch tổng hợp, nhờ khả năng di động giữa các chi tiết cứng trong nối trục bù a. Nối trục răng GVHD: Trang 37 .
  38. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 Nối trục răng có kích thước nhỏ, khă năng truyền tải cao, cho phép làm việc với vận tốc lớn và có tính công nghệ cao. Nối trục răng được dùng khá rộng rãi nhất là trong công nghiệp nặng. Tuy nhiên chế tạo rất khó khăn và giá thành đắt. b. Nối trục xích Nối trục xích có kết cấu đơn giản, dùng xích chế tạo sẵn theo tiêu chuẩn, kích thước nối trục không lớn (khi cùng truyền mômen xoắn thì kích thước nhỏ hơn nối trục vòng đàn hồi 1,5lần ). Khi tháo lắp không cần dịch chuyển trục. Tuy nhiên, nốii trục xích không chịu được va đập và chỉ làm việc một chiều. 5.1.2.3 Nối trục đàn hồi Nhờ bộ phận đàn hồi cho nên nối trục đàn hồi có khả năng: giảm va đập và chấn động, đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục. Nối trục có bộ phận đàn hồi bằng vật liệu không kim loại rẻ và đơn giản, vì vậy nó được dùng để truyên mômen xoắn nhỏ và trung bình. Khi giá trị mômen xoắn lớn, thường dùng nối trục có bộ phận đàn hồi là kim loại. Nối trục vòng đàn hồi Nối trục đàn hồi có cấu tạo tương tự như nối trục đĩa nhưng thay bulông bằng chốt có bọc vòng đàn hồi. có cấu tạo đơn giản, dễ thay thế, làm việc tin cậy, do đó đựơc sử dụng rộng rãi. Nối trục vỏ đàn hồi Thông thường vòng đàn hồi 1 được chế tạo bằng cao su và bên trong có gia cố được kẹp chặt lên hai nửa khớp 5 nhờ vít 6 và đĩa 3. Loại khớp này có ưu điểm là có thể nối các đầu trục có sai lệch về vị trí tương đối lớn, độ di chuyển trục 3-6mm, có khả năng giảm chấn tốt. Nối trục này có kết cấu đơn giản, lắp ghép thuận tiện, tuy nhiên kích thước khuôn khổ lớn và tuổi thọ thấp. Nối trục đàn hồi với đĩa hình sao Cấu tạo của loại nối trục này có cấu tạo giống như nối trục chữ thập, chỉ khác là đĩa giữa có dạng hình sao làm bằng cao su. Nối trục có cấu tạo đơn giản so với GVHD: Trang 38 .
  39. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 nối trục đàn hồi, độ lệch tâm cho phép đạt đến 0,2mm nhưng độ lệch góc có thể lên đến 1o30’ là loại nối trục được dùng để nối các đầu trục có đường kính 12-45mm. Vậy từ những ưu điểm đã phân tích ở trên và điều kiện làm việc của hệ thống với mômen xoắn không cao nên ta chọn loại khớp sử dụng trong hệ thống là nối trục vòng đàn hồi. 5.2 Tính và chọn khớp nối Tính chọn khớp nối giữa trục và động cơ. Mômen xoắn cần truyền giữa hai trục là TT==1 29,64 Nm Mômen tĩnh theo công thức 14-1 [1] TkTt ==1 1,5.29,64 = 44,46 Nm Theo bảng 14.1 [1] ta chọn k=1,5 Do trong quá trình lắp ghép không thể đảm bảo độ đồng tâm nên gây ra tải trọng phụ Fnt = ()0,1÷ 0,3 Ft , với Ft- lực vòng tác dụng lên vòng đàn hồi. Kích thước của trục đàn hồi tra theo phục lục 11.5 (Bài Tập Chi Tiết Máy- Nguyễn Hữu Lộc) ta chọn nối trục đàn hồi d=16mm, D0=58mm, dm=30mm, l1=15mm, l2=22, c=3 D=(3,5-4)d=100mm. Kích thước chốt: dc=10mm, lc=19m, ren M8, z=4 Kích thước ống cao su do=19mm, l0=15mm Chọn vật liệu nối trục bằng gang xám GX 21-40; chốt bằng thép 45 thường hóa; vòng đàn hồi bằng cao su. Ứng suất dập cho phép giữa chốt và vòng cao suσ d = (2÷ 3)Mpa Ứng suất uốn cho phép của chốt σ u = (60÷ 80)Mpa GVHD: Trang 39 .
  40. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 Kiểm tra độ bền dập giữa chốt và vòng cao su theo công thức 14-14 [1]: 2kT σσ=≤1 [] ddzDod l co 2.1,5.29,64.103 =1,45[]=<Mpa σ 6.68.15.10 d Vậy vòng đàn hồi đảm bảo điều kiện dập Kiểm tra độ bền uốn của chốt theo công thức 14-15 [1] kT l σσ=≤1 c [] uu0,1dDz3 co 1,5.29,64.103 .19 =20,7[]=<Mpa σ 0,1.103 .68.6 u Vậy chốt đảm bảo điều kiện uốn. Kết luận: Đảm bảo độ bền dập của vòng đàn hồi và độ bền uốn của chốt CHƯƠNG 6 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN 6.1 Định nghĩa Trục là chi tiết máy để đở các chi tiết quay, truyền mômen xoắn hoặc thực hiện cả hai nhiệm vụ trên. 6.2 Chọn vật liệu GVHD: Trang 40 .
  41. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 Lựa chọn vật liệu và phương pháp nhiệt luyện trục được xác định theo những tiêu chuẩn về khả năng làm việc của trục. Các vật liệu chế tạo trục chủ yếu là: thép cacbon và thép hợp kim vì chúng có đặc tính cơ cao, có khả năng tăng bền và dễ dàng nhận được các phôi hình trụ bằng phương pháp cán. - Đa số các trục dùng thép cacbon và thép hợp kim C45, 40Cr nhiệt luyện - Đối với các trục chịu ứng suất lớn và trục sử dụng trong các máy móc quan trọng, dùng thép hợp kim: 40CrNi, 40CrNi2MoA, 30CrMnTi Trục chế tạo từ các loại thép này thường được tôi cải thiện sau đó ram ở nhiệt độ cao. - Đối với các trục quay nhanh và ổ trục là ổ trượt thì đòi hỏi ngõng trục phải có độ rắn cao, thường được chế tạo từ thép thấm cacbon: 20Cr, 12CrNi3A, 18CrMnTi, hay là thép thấm nitơ như 38Cr2MoAlA. Theo yêu cầu hộp giảm tốc chịu tải trọng nhỏ và trung bình vật liệu chế tạo là thép 45 thường hoá để chế tạo 6.3 Tính trục đầu vào (truyền từ động cơ vào hộp giảm tốc) 6.3.1 Thiết kế sơ bộ theo momen xoắn Do trong quá trình lắp ghép khớp nối để truyền chuyển động từ động cơ vào hộp giảm tốc không đảm bảo độ đồng tâm nên gây ra tải trọng động phụ FFnt=÷()0,1 0,3 t - Trong đó Ft - Lực vòng tác dụng lên vòng đàn hồi theo công thức 6-16 [1] 3 2T1 2.29,64.10 Ft == =1022N D0 58 ⇒=Fnt 204,4N Chọn vật liệu chế tạo là thép 45 thường hóa có ứng suất cho phép []τ = 20Mpa Tính sơ bộ đường kính trục từ công thức 10-12 [1] T1 29500 ⇒=dmm3 =3 =19,46 0,2[]τ 0,2.20 Theo bảng 10.2 [3] ta chọn GVHD: Trang 41 .
  42. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 d=20mm bo=15mm Chiều dày mayơ bánh răng: b1=30mm Chiều dày mayơ khớp nối tính theo công thức 10.13[3] lm12=35mm Chiều dài khoảng côngxôn (khoảng chìa) lc12=0,5(lm12+b0)+k3+hn=0.5(35+15)+15+20=60 Chiều dài khoảng cách giữa các ổ lăn l11=65 AB = 65 (mm) AD = 60 (mm) AC = 32.5 (mm) BC= 32.5 (mm) Fd 391.54 Mômen do lực dọc trục gây ra M ==a11 =10740,77Nmm a1 22 MFAC+ . 10740,77+ 413.32,5 ⇒=R ar11 = =371,74N Ay AB 65 −+MFBCa . −+10740,77 413.32,5 ⇒=R r1 = =41,26N By AB 65 FACF + nt AD 1074.32,5+ 204,4.60 R ==t1 =725,68N Bx AB 65 R =−FF − R =1074 − 204.4 − 348.32 = 143,92 N Ax t1 nt Bx GVHD: Trang 42 .
  43. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 DA B Z C X Fnt Y Fa Fr Ray Ft Rby Fr 12082 Mx 1341 Fnt Rax Ft Rbx 23584 12264 29500 Theo biểu đồ thì mômen tại mặt cắt nguy hiểm nhất là tại C 22 2 2 2 M Cxy=+=MM12082,55 + 23584 + 0.75.29500 = 39654 Nmm Xác định chính xác kích thước trục theo công thức 10.15[1] : M 39654 dmm≥==33td 18,09 0,1[]σ 0,1.67 [σ ]- ứng suất cho phép chế tạo trục, tra theo bảng 10.5[3] Chọn đường kính trục ra là d=20mm Chọn dC=25mm Chọn then theo phụ lục 9.1và 9.5 [3] ta có : GVHD: Trang 43 .
  44. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 b=8 h=7 t1=4 t2=2,8 r=0,16-0,25 l=28 ⎡⎤σ =100Mpa ⎣⎦⎢⎥d []τ c = 20-30 Mpa ™ Kiểm nghiệm sức bền dập của then theo công thức 7-11[2] 2T σσ=≤1 ⎡⎤ dddt l ⎣⎦⎢⎥ 1 2.29500 ⇒=σ =21,07Mpa ≤⎡σ ⎤ dd25.4.28 ⎣⎢ ⎦⎥ ™ Kiểm nghiệm điều kiện cắt của then theo công thức 7-12[2] 2T 1 ττcc=≤⎣⎦⎡⎤ dbl 2.29500 ⇒=τ =10,5Mpa ≤⎡τ ⎤ cc25.8.28 ⎣ ⎦ Vậy then đảm bảo điều kiện làm việc Đối với đoạn trục lắp khớp nối ta chọn d=18 nên cũng chọn then b=6 h=6 t1=3,5 t2=2,8 r = 0,16 - 0,25mm []σ d = 100 MPa []τ c = 20-30 Mpa ™ Kiểm nghiệm sức bền dập của then theo công thức 7-11[2] GVHD: Trang 44 .
  45. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 2T σσ=≤1 ⎡⎤ dddt l ⎣⎦⎢⎥ 1 2.29500 ⇒=σ =28,09Mpa ≤⎡σ ⎤ dd20.3,5.30 ⎣⎢ ⎦⎥ ™ Kiểm nghiệm điều kiện cắt của then theo công thức 7-13[2] 2T 1 ττcc=≤⎣⎦⎡⎤ dbl 2.29500 ⇒=τ =16,4Mpa ≤⎡τ ⎤ cc20.6.30 ⎣ ⎦ Vậy then đảm bảo điều kiện làm việc 6.3.2 Tính toán độ bền trục về độ bền mỏi Theo biểu đồ thì tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí C - Momen uốn tại C 22 2 2 M Cxy=+=MM12082,55 + 23584 = 26499 Nmm - Momen xoắn tại C T=295000Mpa σ =÷0, 4 0,5σ = 240MPa −1 ()b τ =÷0,22 0,25σ = 132MPa −1 ()b Theo công thức 10.26 [1]: GVHD: Trang 45 .
  46. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 2 π d3 bt( d− t ) Wmm=−11 =969 3 32 d Theo công thức 10.22 [1]: M 26499 σ == =27,35Mpa a w969 Theo công thức 10.26 [1]: 2 π d3 bt( d− t ) Wmm=−11 =2502 3 0 16 d Theo công thức 10.24 [1]: T 29500 τ == =12Mpa w2502 12 ττ===6 am2 Theo bảng 10.8 [1] ta chọn Kσ = 1,75 Kτ = 1,5 Theo bảng 10.3 [1] ta chọnεσ = 0,91 ετ = 0,89 Theo H2.9 [1] ta chọn ψσ = 0,05 ψτ = 0,025 - Xác định hệ số an toàn tại C theo công thức 10.19 [1] σ −1 240 sσ == =4,56 kσ .σa 1, 75.27, 35 +ψσσ . m + 0,05.0 εσ 0,91 Theo công thức 10.20 [1]: τ −1 132 sτ ===12,86 kτ .τa 1, 5.6 +ψττ . m + 0,025.6 ετ 0,89 Hệ số an toàn theo công thức 10.18 [1]: s .s 4,56.12,86 ss==στ =>=4,3[] 1,5 22 2 2 ssστ++4,56 12,86 GVHD: Trang 46 .
  47. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 Vậy điều kiện bền mỏi của trục tại C được thỏa 6.4 Tính trục trung gian 6.4.1 Thiết kế sơ bộ theo mômen xoắn Chọn vật liệu chế tạo là thép 45 thường hóa có ứng suất cho phép []τ = 20Mpa T1 75110 Tính sơ bộ đường kính trục dmm===3 3 26,56 0,2[]τ 0,2.20 Theo bảng 10.2[3] ta chọn d=30mm bo=19mm Chiều dày mayơ bánh răng trụ lớn: b1=25mm Chiều dày bánh răng trụ nhỏ : b2 =40mm AB=197 AD=42 DC=103,5 BC=51.5 Mômen do lực dọc trục gây ra Fd 375.146 M ==a22 =27345Nmm a2 22 Fd 995.54 M ==a33 =27332,65Nmm a3 22 Xác định các phản lực tại các ổ lăn FBDFBCM+−+ M R = rr2323 AY AB 396.155+−+ 1051.51,5 27345 27332,65 == 586,26 197 GVHD: Trang 47 .
  48. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 FADFACM++− M R = rr2323 BY AB 396.42+1051.145.5+27345-27332,65 == 860,74 197 FBDFBC− 1030.155− 2734.51,5 R ==tt23 =95,68N AX AB 197 −+FDFACA −+1030.42 2734.145,5 R ==tt23 =1799,68N BX AB 197 Fr2 Fr3 Z Fa2 Fa3 A Ft2 B DCFt3 X Y RAY Fr2 Fr3 RBY 71659,83 51967,12 RAX Ft2 Ft3 RBX 92683,52 4018,56 75110 Qua biểu đồ mômen ta nhận thấy tiết diện nguy hiểm nhất là tại C Tổng mômen uốn ở tiết diện C GVHD: Trang 48 .
  49. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 M =+=71659,8322 92683,52 117155,31Nmm C Xác định chính xác đường kính trục theo công thức 10.15 [1]: M d ≥ 3 td 0,1[]σ M =+MT220,75 = 117155,31 2 + 0,75.75110 2 = 134002 Nmm td C 2 134002 ⇒≥ d26,753 = mm 0,1.70 Chọn đường kính trục ra là d=25mm Chọn đường kính trục lắp bánh răng là d=30mm Chọn then theo phụ lục 9.1 và 9.5[3] ta có b = 10 mm h = 8 mm t1 = 5 mm t2 = 3,3 mm r = 0,25 []σ d = 100 Mpa ⎣⎦⎡⎤τc = 15-30 Mpa Đối với đoạn trục lắp bánh răng cấp nhanh ta chọn then có chiều dài l=22 2T 2.75110 σ ==1 =65MPa < ⎡σ ⎤ d dl. h− t 30.22.(8− 5) ⎣⎢ d ⎦⎥ t ( 1) 2T 1 2.75110 τc == =19,5MPa < ⎣⎡τc ⎦⎤ dlb.t 30.22.10 Đối với đoạn trục lắp bánh răng cấp chậm ta chọn then có chiều dài l=40 2T 2.75110 σ ==1 =36MPa < ⎡σ ⎤ d dl. h− t 30.40.(8− 5) ⎣⎢ d ⎦⎥ t ( 1) GVHD: Trang 49 .
  50. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 2T 1 2.75110 τc == =10,73MPa < ⎣⎡τc ⎦⎤ dlb.t 30.40.10 6.4.2 Tính toán kiểm nghiệm σ = 600MPa b σ =÷0,4 0,5σ = 240MPa −1 ()b τ =÷0,22 0,25σ = 132MPa −1 ()b Theo công thức 10.26 [1]: 332 2 πd bt11() d− t 3,14.30 10.5.() 30− 4 Wmm=− = − =2834,25 3 32d 32 30 Theo công thức 10.26 [1]: 2 π d3 bt( d− t ) Wmm=−11 =7041,36 3 0 16 d Theo công thức 10.23 [1]: τmax 75110 ττam== = =5,33MPa 2w0 2.7041,36 Theo công thức 10.22[1]: M 117155,31 σ ==C =41,33MPa a W 2834,25 Theo bảng 10.8[1] ta chọn Kσ = 1,75 Kτ = 1,5 Theo bảng 10.3 [1] ta chọnεσ = 0,88 ετ = 0,81 Theo H2.9[1] ta chọn ψσ = 0,05 ψτ = 0,025 Theo H2.7[1] hệ số tăng bền bề mặt khi được mài tinh β =1 Xác định hệ số an toàn tại C theo công thức 10.19 [1]: σ −1 240 sσ == =2,92 kσ .σa 1, 75.41, 34 +ψσσ . m + 0,05.0 εσ β 0,88 GVHD: Trang 50 .
  51. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 Theo công thức 10.20[1]: τ −1 132 sτ == =13,20 kτ .τa 1,5.5,33 +ψττ . m + 0,025.5,33 ετ β 0,81 Hệ số an toàn theo công thức 10.18 [1]: s .s 2,92.13,20 ss==στ =>=2,85[] 1,5 22 2 2 ssστ++2,92 13,20 Vậy điều kiện bền mỏi của trục tại C được thỏa 6.5 Thiết kế trục ra 6.5.1 Thiết kế sơ bộ theo mômen xoắn Chọn vật liệu chế tạo là thép 45 thường hóa có ứng suất cho phép []τ = 20Mpa T3 191050 Tính sơ bộ đường kính trục dmm==3 3 =36,28 0,2[]τ 0,2.20 Chọn d =40 Chọn b0=23 Chiều dày mayơ bánh răng b=40mm Chiều dày mayơ đĩa xích ldmmx = (1, 2÷= 1, 5) 60 AB=103 AD=163 AC=51.5 Fd 954.146 Mômen do lực dọc trục gây ra M ==a44 =69565,68Nmm a4 22 GVHD: Trang 51 .
  52. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 Z A B D C X X Y Fa4 Ft4 Fr4 RAY Fr4 RBY Fx 220454,53 420144,33 RAYFt4 RBY 67490,75 191050 M −+FBDFBC x 69565,68−+ 954.51,5 5496,4.76,5 ⇒=R ar44 = =4280,67 N Ay AB 103 M ++FADFAC x 69565,68++ 954.51,5 5496,4.179,5 ⇒=R ar44 = =10731,25N By AB 103 FBD. 2621.51,5 R ==t4 =1310,5N Ax AB 2 FAD. 2621.51,5 R ==t4 =1310,5N Bx AB 2 Xác định chính xác khoảng cách trục theo công thức 10.15 [1]: GVHD: Trang 52 .
  53. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 M d ≥ 3 td 0,1[]σ Qua biểu đồ mômen ta nhận thấy tiết diện nguy hiểm nhất là ở D Theo công thức 10.14 [1]: MM=+220,75 T D td 3 M =+420414,3322 0,75.191050 = 451796,33 Nmm td M 451796,33 ⇒≥dmm3 td =3 =41,11 0,1[]σ 0,1.65 Chọn đường kính trục ra d=45mm Chọn đường kính trục chổ lắp bánh răng d=50 Với đường kính trục d=50mm ta chọn then b=14 h=9 t1=5,5 t2=3,8 r=0,25 l=36 2T 2.191050 σ ==1 =60,65MPa < ⎡σ ⎤ d dl. h− t 50.36.(9− 5,5) ⎣⎢ d ⎦⎥ t ( 1) 2T 1 2.191050 τc == =15,16MPa dlb.t 50.36.14 Đối với đoạn trục lắp xích ta chọn d=40mm Chọn then b=12 h=8 GVHD: Trang 53 .
  54. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 t1=5 t2=3,3 r=0,25 l=56 2T 2.191050 σ ==1 =56,86MPa < ⎡σ ⎤ d dl. h− t 40.56.(8− 5) ⎣⎢ d ⎦⎥ t ( 1) 2T 1 2.191050 τc == =14,22MPa dlb.t 40.56.12 6.5.2 Tính toán kiểm nghiệm trục σ = 600MPa b σ =÷0,4 0,5σ = 240MPa −1 ()b τ =÷0,22 0,25σ = 132MPa −1 ()b Theo công thức 10.26 [1]: 332 2 πd bt11() d− t 3,14.50 14.5,5.() 50− 5,5 Wmm=− = − =9216,04 3 32d 32 50 2 2 πd33bt( d− t ) 3,14.50 14.5,5() 50− 5,5 Wmm=−11 = − = 21481,67 3 0 16d 16 50 22 Mômen uốn : M C =+=220454,03 67490,75 230553,64Nmm τmax 191050 ττam== = =4,45MPa 2w 0 2.21481,67 M 230553,64 σ ==C =25,02MPa a W 9216,04 Theo bảng 10.8[1] ta chọn Kσ = 1,75 Kτ = 1,5 Theo bảng 10.3 [1] ta chọnεσ = 0,88 ετ = 0,81 GVHD: Trang 54 .
  55. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 Theo H2.9[1] ta chọn ψσ = 0,05 ψτ = 0,025 Theo H2.7[1] hệ số tăng bền bề mặt khi được mài tinh β =1 Xác định hệ số an toàn tại C theo công thức 10.19 [1]: σ −1 240 sσ == =4,82 kσ .σa 1,75.25,02 +ψσσ . m + 0,05.0 εσ β 0,88 Theo công thức 10.20 [1]: τ −1 132 sτ == =15,80 kτ .τa 1, 5.4, 45 +ψττ . m + 0,025.4, 45 ετ β 0,81 Hệ số an toàn theo công thức 10.18[1]: s .s 4,42.15,80 ss==στ =>=4, 26[] 1,5 22 2 2 ssστ++4,42 15,80 Vậy điều kiện bền mỏi của trục tại C được thỏa GVHD: Trang 55 .
  56. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 CHƯƠNG 7 CHỌN Ổ LĂN Tổng quát ta chọn thời gian các ổ làm việc trên trục là như nhau và thời gian làm việc là 7 năm. Do đó thời gian làm việc tính bằng giờ là: Lh=7.300.8=16800 giờ 7.1 Chọn ổ lăn cho trục vào - Lực dọc trục Fa1=391N - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A FRR=+=22143,92 2 + 371,74 2 =398,63N rA Ax Ay - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B FRR=+=2241,26 2 + 725,68 2 =726,85N rB Bx By Ta nhận thấy ổ lăn chịu tác dụng của lực dọc trục và lực hướng tâm nên ta chọn ổ bi đỡ chặn với đường kính vòng trong là 20mm Theo phụ lục P2.12[3] ta chọn ổ bi cỡ trung hẹp có ký hiệu 46304 d=20mm, D=52mm, b=15, r=2, r1=1, C=14000N, Co=9170N 7.1.1 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ - Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra theo công thức 11.27a [1]: Si= eFri F 391 a −=0,36 nên ta chọn α =120 Fr 1074 F 391 a ==0,043 theo phụ lục 11.4[3] ta chọn e=0,355 C 9170 O - Lực dọc trục tác dụng vào ổ thứ i: GVHD: Trang 56 .
  57. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 SeF==. 0,355.398,63 = 141,51 N ArA SeF==. 0,355.726,85 = 258,03 N B rB FaB=258,03N FaA=SB+Fa=258,03+391=649,03N Ta có: F 391 a ==>0,98 e ⇒X=0,45 ;Y=1,54 VF 398,63 rA F 391 a ==>0,54 e ⇒ X = 0,45 ; Y = 1,54 VF 726,85 rB Tải trọng quy ước tác dụng lên các ổ theo công thức 11.22 [1]: QXVFYFKK=+( . . . ) . = (0,45.1.398,63 + 1,45.649,03).1.1 = 1120,48 N ArAaAσ t QXVFYFKK=+( . . . ) . = (0,45.1.726,85 + 1,54.258,03).1.1 = 724,45 N B rB aB σ t Trong đó Kσ =1 hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ chọn theo bảng 11.2 Kt =1 hệ số xét đến ảnh hưởng của nhiệt độ V=1 hệ số tính đến số vòng quay - Nhận thấy ổ A chịu lực lớn hơn ổ B nên ta tính ổ theo Q =1120,48N A - Tải trọng tương đương tác dụng theo công thức 11.24 [1]: 2 m ∑ QL. m (1/ 3) iii=1 ii ⎛⎞TL ⎛⎞3348 15 QQ==m m ⎜⎟ =1120,48⎜⎟ 1 . + 0,9 . = 1076 N E 2 A ⎜⎟TL∑ ⎝⎠63 63 ∑ L ⎝⎠max i i=1 i - Khả năng tải động tính toán theo công thức 11.20 [1] ⇒=CQLm tt E Theo công thức 11.19b [1] 60.L .n 60.16800.1450 L ==h 1 =1461,6 triệu vòng 1066 10 GVHD: Trang 57 .
  58. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 3 ⇒=CNCtt 1076. 1461,6 = 12211,11 <= 14000 Vậy ổ đã chọn đảm bảo tải trọng động 7.1.2 Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh - Điều kiện Q0<C0 - Ta có các hệ số sau X0=0,6, Y0=0,5 - Q0 ta chọn một trong hai giá trị lớn nhất sau Q0=FrA=398,63N QXFYF=+=0,6.398,63 + 0,5.649,03 = 563,69 N 00ArAaA 0 QXFYF=+=+=0,6.726,85 0,5.258,03 565,13 N 00B rB 0 aB Ta chọn Q0=726,85N<9170N Do Qt2 << C0 nên khả năng tải tĩnh được thõa. 7.2 Chọn ổ lăn cho trục trung gian - Tổng lực dọc trục: Fa = Fa3 – Fa2 =995-375= 620N - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A FRR=+=2295,68 2 + 586,26 2 =594,02N rA Ax Ay - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B FRR=+=22860,74 2 + 1799,68 2 =1995N rB Bx By Ta nhận thấy ổ lăn chịu tác dụng của lực dọc trục và lực hướng tâm nên ta chọn ổ bi đỡ chặn với đường kính vòng trong là 30mm Theo phụ lục P2.12[3] ta chọn ổ bi cỡ trung hẹp có ký hiệu 46306 d=30mm, D=72mm, b=19, r=2, r1=1,0, C=256000, Co=18170N 7.2.1 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ - Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra theo công thức 11.27a [1] : Si= eFri GVHD: Trang 58 .
  59. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 F 620 a ==0,034 theo phụ lục 11.4[3] ta chọn e=0,346 C 18170 O - Lực dọc trục tác dụng vào ổ thứ i: SeF==. 0,346.594,02 = 205,53 N ArA SeF==. 0,346.1995 = 690,27 N B rB FaB=690,27N FaA=SB+Fa=690,27+620=1310,03N Ta có: F 620 a ==>1, 04 e ⇒X=0,45 ;Y=1,59 VF 594,02 rA F 620 a ==<0,31 e ⇒ X = 1 ; Y = 0 VF 1995 rB - Tải trọng quy ước tác dụng lên các ổ theo công thức 11.22 [1] QXVFYFKK=+( . . . ) . = (0,45.1.594,02 + 1,59.1310,03).1.1 = 2350,26 N ArAaAσ t QXVFYFKK=+( . . . ) . = (1.1.1995).1.1 = 1995 N B rB aB σ t Trong đó Kσ =1 hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ chọn theo bảng 11.2 Kt =1 hệ số xét đến ảnh hưởng của nhiệt độ V=1 hệ số tính đến số vòng quay - Nhận thấy ổ A chịu lực lớn hơn ổ B nên ta tính ổ theo Q =2350,26N A - T ải trọng tương đương tác dụng theo công thức 11.24 [1] 2 m ∑ QL. m (1/ 3) iii=1 ii ⎛⎞TL ⎛⎞3348 15 QQ==m m ⎜⎟ =2350,26⎜⎟ 1 . + 0,9 . = 2198,37 N E 2 A ⎜⎟TL∑ ⎝⎠63 63 ∑ L ⎝⎠max i i=1 i - Khả năng tải động tính toán theo công thức 11.20 [1] CQ= m L tt E GVHD: Trang 59 .
  60. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 Theo công thức 11.19b [1] 60.L .n 60.16800.549,24 L ==h 1 =553,63 triệu vòng 1066 10 3 ⇒=CNCtt 2198,37. 553,63 = 18051,25 <= 25600 Vậy ổ đã chọn đảm bảo tải trọng động 7.2.2 Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh - Điều kiện Q0<C0 - Ta có các hệ số sau X0=0,6, Y0=0,5 - Q0 ta chọn một trong hai giá trị lớn nhất sau Q0=FrA=1995N QXFYF=+=0,6.594,02 + 0,5.1310,03 = 1011,43 N 00ArAaA 0 QXFYF=+=0,6.1995 + 0,5.690,27 = 1542,14 N 00B rB 0 aB Ta chọn Q0=1995N<C0 Do Q0 << C0 nên khả năng tải tĩnh được thõa. 7.3 Chọn ổ lăn cho trục ra - Lực dọc trục: Fa = 954N - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A FRR=+=221310,5 2 + 4280,67 2 =4476,78N rA Ax Ay - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B FRR=+=221310,5 2 + 10731,25 2 =10811N rB Bx By Ta nhận thấy ổ lăn chịu tác dụng của lực dọc trục và lực hướng tâm nên ta chọn ổ bi đỡ chặn với đường kính vòng trong là 45mm Theo phụ lục P2.12[3] ta chọn ổ bi cỡ nặng hẹp có ký hiệu 66409, d=45mm, D=120mm, b=29, r=3, r1=1,5, C=64000, Co=48200N 7.3.1 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ GVHD: Trang 60 .
  61. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 - Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra theo công thức 11.27a [1]: Si= eFri F 954 a ==0,02 theo phụ lục 11.4[3] ta chọn e=0,317 C 48200 0 - Lực dọc trục tác dụng vào ổ thứ i: SeF==. 0,317.4476,78 = 1419,14 N ArA SeF==. 0,317.10811 = 3427,09 N B rB FaB=3427,09N FaA=SB+Fa=3427,09+954=4381,09N Ta có: F 954 a ==<0,21 e ⇒X=1 ;Y=0 VF 4476,78 rA F 954 a ==0,088 <e ⇒ X = 1 ; Y = 0 VF 10811 rB - Tải trọng quy ước tác dụng lên các ổ theo công thức 11.22 [1] QXVFYFKK=+( . . . )σ .t = (1.1.4476,78).1.1 = 4476,78 N ArAaA QXVFYFKK=+( . . . ) . = (1.1.10811).1.1 = 10811 N B rB aB σ t Trong đó Kσ =1 hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ chọn theo bảng 11.2 Kt =1 hệ số xét đến ảnh hưởng của nhiệt độ V=1 hệ số tính đến số vòng quay - Nhận thấy ổ B chịu lực lớn hơn ổ A nên ta tính ổ theo Q =10811N B - Tải trọng tương đương tác dụng theo công thức 11.24 [1] GVHD: Trang 61 .
  62. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 2 m ∑ QL. m (1/ 3) iii=1 ii ⎛⎞TL ⎛⎞3348 15 QQ==m m ⎜⎟ =+=10811⎜⎟ 1 . 0,9 . 10113,43 N E 2 A ⎜⎟TL∑ ⎝⎠63 63 ∑ L ⎝⎠max i i=1 i - Khả năng tải động tính toán theo công thức 11.20 [1] CQ= m L tt E Theo công thức 11.19b [1] 60.L .n 60.16800.208,44 L ==h 1 =210,11 triệu vòng 1066 10 3 ⇒=CNCtt 10113,43. 210,11 = 60121,37 <= 64000 Vậy ổ đã chọn đảm bảo tải trọng động 7.3.2 Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh - Điều kiện Q0<C0 - Ta có các hệ số sau X0=0,6, Y0=0,5 - Q0 ta chọn một trong hai giá trị lớn nhất sau Q0=FrA=10811 QXFYF=+=0,6.4476,78 + 0,5.4381,09 = 4876,61 N 00ArAaA 0 QXFYF=+=0,6.10811 + 0,5.3427,09 = 8200 N 00B rB 0 aB Ta chọn Q0=10811<C0 Do Q0 << C0 nên khả năng tải tĩnh được thỏa. GVHD: Trang 62 .
  63. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 CHƯƠNG 8 CHỌN BULÔNG THÂN HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC Vỏ hộp giảm tốc có thể có nhiều dạng khác nhau, nhưng chúng đều có chung 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 cao và khối lượng nhỏ. - Hộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ - Vật liệu phổ biến nhất dùng để đúc hộp giảm tốc là gang xám GX15-32 - Chọn bề mặt ghép nắp và thân: song song mặt đế 8.1 Xác định các kích thước của vỏ hộp 1. Chiều dày: - Thân hộp:δ =+=0,03 3 6mm - Nắp hộp:δ ==0,9.δ 5,4mm 1 - Gân tăng cứng:e=6 2. Đường kính bulông: - Bulông nền: d1>0,04A+10>12mm, chọn d=16mm - Bulông cạnh ổ: d2=0,7d1=10mm - Bulông ghép nắp bích và thân: d3=(0,5-0,6)d1=8mm - Vít ghép nắp ổ: d4=(0,4-0,5)d1=8mm - Vít ghép nắp cửa thăm: d5=(0,3-0,4)d2=6mm 3. Mặt bích chiều dài nắp và thân: - Chiều dày bích thân hợp: S3 = 13 mm - Chiều dày bích nắp hợp: S4 = 14 mm - Bề rộng bích nắp và thân: K3 = 30 mm 4. Kích thước gối trục GVHD: Trang 63 .
  64. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 - Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2 = 34 mm - Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 = 16 mm + Trục 1 - Đường kính ngoài D3 = 78 mm - Đường kính tâm lỗ vít: D2 = 60 mm + Trục 2 - Đường kính ngoài: D3 = 85 mm - Đường kính tâm lỗ vít: D2 = 66 mm + Trục 3 - Đường kính ngoài: D3 = 100 mm - Đường kính tâm lỗ vít: D2 = 78 mm 5. Mặt đế hộp - Chiều dày: S1 =20 mm, S2 =14 mm - Bề rộng mặt đế hộp: 54 mm 6. Khe giữa các chi tiết - Bánh răng với thành trong hộp: ∆ = 6 mm - Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp: ∆1 = 30 mm 7. Số lượng bulông nền: Z = 6 8.2 Các chi tiết phụ 1. Vòng phớt: không cho dầu hoặc mỡ chảy ra ngoài hộp giảm tốc và ngăn không cho bụi từ bên ngoài vào hộp giảm tốc 2. Vòng chắn dầu: không cho dầu trong hộp giảm tốc bắn vào ổ bi và có tác dụng ngăn cách và cố định các ổ bi với bánh răng. 3. Chốt định vị: dùng định vị chính xác vị trí của nắp hộp và thân hộp giảm tốc tạo thuận lợi cho việc cố định khi lắp đặt chi tiết. 4. Nút thông hơi: làm giảm áp suất, điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp giảm tốc, và cũng có thể dùng để thay dầu làm việc khi dầu cũ bị bẩn. GVHD: Trang 64 .
  65. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 5. Nắp cửa thăm: dùng để quan sát bên trong hộp giảm tốc. 6. Que thăm dầu: Kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc CHƯƠNG 9 GVHD: Trang 65 .
  66. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP Vòng trong của ổ lăn lắp trên trục theo hệ lỗ, còn vòng ngoài lắp lên vỏ theo hệ trục. Mối lắp theo kiểu H7/k6 là mối ghép trung gian được dùng để cố định các chi tiết ghép với nhau và các chi tiết này nhất thiết phải được cố định thêm bằng then, bulông, vít, chốt, vòng hãm Chi tiết Mối lắp es (µm) ei (µm) ES (µm) EI (µm) (1) (2) (3) (4) (5) (6) Bánh răng – trục I H7/k6 +15 +2 +21 0 Bánh răng – trục II H7/k6 +18 +2 +25 0 Bánh răng – trục III H7/k6 +18 +2 +25 0 Ổ bi đỡ chặn I – trục I k6 +15 +2 Ổ bi đỡ chặn I – vỏ hộp H7 +30 0 Ổ bi đỡ chặn II – trục II k6 +18 +2 Ổ bi đỡ chặn II – vỏ hộp H7 +30 0 Ổ bi đỡ chặn III – trục III k6 +18 +2 Ổ bi đỡ chặn III – vỏ hộp H7 +35 0 Đĩa xích – trục III H7/k6 +18 +2 +25 0 Nối trục đàn hồi – trục I H7/k6 +15 +2 +21 0 Then bằng – trục I N9/h9 0 -52 0 -52 Then bằng – trục II N9/h9 0 -62 0 -62 Then bằng – trục III N9/h9 0 -62 0 -62 Then bằng – bánh răng D19/h9 0 -52 +149 +65 Chốt định vị - vỏ hộp H7/r6 +28 +19 +15 0 Nắp ổ - vỏ hộp H11/d11 -100 -290 +190 0 GVHD: Trang 66 .
  67. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 Vòng chắn dầu – trục I H7/js6 +6.5 -6.5 +21 0 Vòng chắn dầu – trục II H7/js6 +6.5 -6.5 +25 0 Vòng chắn dầu – trục III H7/js6 +8 -8 +25 0 Vòng chặn – gối đỡ H7/k6 +25 +3 +35 0 ống lót - ổ bi đỡ chặn H7 +30 0 Ống lót – gối đỡ H7/k6 +21 +2 +35 0 Nắp bích – thân hộp H11/d11 -120 -340 +220 0 Ống lót – trục I H7/h6 0 -13 +21 0 Ống lót – trục III H7/h6 0 -16 +25 0 GVHD: Trang 67 .
  68. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 TÀI LIỆU THAM KHẢO 1. Nguyễn Hữu Lộc. Cơ Sở Thiết Kế Máy. NXB Đại Học Quốc Gia Tp.Hồ Chí Minh 2004. 2. Nguyễn Trọng Hiệp- Nguyễn Văn Lẫm. Thiết kế Chi Tiết Máy. NXB Giáo Dục 2007. 3. Trịnh chất. Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí, Tập 1 và 2. NXB Giáo Dục 2002. 4. Nguyễn Hữu Lộc. Bài Tập Chi Tiết Máy. NXB Đại Học Quốc Gia Tp.Hồ Chí Minh 2005. 5. Ngô Văn Quyết. Đồ Án Môn Học Chi Tiết Máy. NXB Hải Phòng 2007. 6. Trần Hữu Quế, Đặng Văn Cừ, Nguyễn Văn Tuấn. Vẽ kỹ Thuật, Tập 1 và 2. NXB Giáo Dục 2003. 7. Ninh Đức Tốn. Dung Sai Và Lắp Ghép. NXB Giáo Dục 2004. GVHD: Trang 68 .