Xem mẫu

  1. TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI ĐỒ ÁN MÔN HỌC KHOA CƠ KHÍ CHI TIẾT MÁY BỘ MÔN: THIẾT KẾ MÁY ĐỀ SỐ IV THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Họ tên SV: Hoắc Vỹ Quang Lớp: Cơ khí ô tô-k57 Ngày giao đề : 18/02/2019 Ngày nôp bài: 20/06/2019 GV hướng dẫn: Văn Quốc Hữu SƠ ĐỒ HƯỚNG DẪN Chế độ làm việc: tải trọng va đâp nhe, quay một chiều: 𝑡𝑝 𝑎 Kngày = 0,67 = ; Knăm = 0,8 = 24 365 tp – số giờ làm việc thực tế trong ngày; a – số ngày làm việc thực tế trong năm Phương án 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 Lực kéo trên xích tải P (kG) 470 800 600 750 600 750 600 730 875 600 Vận tốc xích tải V (m/s) 0,13 0,12 0,1 0,08 0,06 0,08 0,14 0,1 0,07 0,1 Bước xích tải t (mm) 100 125 160 80 100 125 100 160 180 125 Số răng đĩa xích tải 10 9 9 12 10 11 10 9 12 11 Chiều cao tâm đĩa xích (mm) 550 600 550 450 580 540 500 525 525 575 Thời hạn phục vụ (năm) 5 5 5 4 5 4 4 4 5 5 Sai số vận tốc (%) 5 5 4 5 4 5 4 5 5 4 1
  2. Nhận xét của giảng viên hướng dẫn: ………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………………………… TP.HCM, ngày…tháng…năm 2019 GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN 2
  3. MỤC LỤC PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐÔNG CƠ KHÍ .............................................................................. 5 1.Công suất bộ phận công tác ....................................................................................................................... 5 2.Số vòng quay trục công tác......................................................................................................................... 6 3.Phân phối tỉ số truyền ................................................................................................................................ 7 PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC ............................................................. 9 I. Tính toán bộ truyền cấp nhanh. ............................................................................................................. 9 1 Tính vận tốc sơ bộ .................................................................................................................................. 9 2 Tính ứng suất cho phép .......................................................................................................................... 9 3 Tính thiết kế .......................................................................................................................................... 10 4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc ............................................................................................................... 11 5 Kiểm nghiệm độ bền uốn ..................................................................................................................... 12 6 Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải .................................................................................................. 12 7 Tính nhiệt truyền động trục vít............................................................................................................. 13 II. Tính toán bộ truyền cấp chậm. ............................................................................................................ 14 1. Tính vận tốc sơ bộ ............................................................................................................................... 14 2. Tính ứng suất cho phép ....................................................................................................................... 14 3. Tính thiết kế ......................................................................................................................................... 15 4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc ............................................................................................................... 16 5 Kiểm nghiệm độ bền uốn ..................................................................................................................... 17 6 Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải .................................................................................................. 17 7 Tính nhiệt truyền động trục vít............................................................................................................. 19 PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI .................................................................................................... 19 1. Thiết kế trục .................................................................................................................................... 19 2. Tính chọn ổ lăn ............................................................................................................................... 35 3. Tính chọn khớp nối ......................................................................................................................... 42 PHẦN IV: CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ, BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP .............................................................................................................................................................. 44 1. Thiết kế các kích thước vỏ hộp ................................................................................................ 44 2. Một số kết cấu khác liên quan tới vỏ hộp ................................................................................... 46 PHẦN V: TÍNH DUNG SAI VÀ KÍCH THƯỚC TRỤC......................................................................... 50 3
  4. LỜI NÓI ĐẦU Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất. Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu. Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết cơ bản như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽhình chiếu với công cụ AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí. Em xin chân thành cảm ơn thầy Văn Quốc Hữu và các bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án. Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu xót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn. Sinh viên thực hiện Hoắc Vỹ Quang 4
  5. PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐÔNG CƠ KHÍ 1.Công suất bộ phận công tác  Pđ / c  Pct   nsb  nđb Từ công thức 2.11 trang 20 [I] ta có: Công suất trục tang quay : 7300×0,1 P1 = = 0,73 (kW) 1000 v (m/s): Vận tốc xích tải F(N): sức kéo trên xích tải Tải trọng thay đổi theo chu kì nên ta xác định công suất tính toán bằng công thức sau: 𝑃12 × 𝑡1 + 𝑃 22 × 𝑡2 + 𝑃32 × 𝑡3 Ptt = √ 𝑡1 + 𝑡2 + 𝑡3 Vì giá trị Mmax chỉ tồn tại trong một khoảng thời gian rất ngắn: 3 giây nên ta bỏ qua giá trị này khi công suất tính toán. Dựa vào hình vẽ ta tính được Ptt: 0,732 × 4 + 0,5112 × 2 + 0,3652 ×2 Ptt = √ = 0,604 (kW) 8 Trong đó: P1: Công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trên máy công tác máy(kw) P2 = 0,7P1 = 0,7 × 0,73 = 0,511 (kW) P3 = 0,5P1 = 0,5 × 0,73 = 0,365 (kW) Hiệu suất chung của hệ thống  =  ol3× tv2× k Tra bảng 2.3 trang 19 [I] ta có:  ol =0,99 Hiệu suất ổ lăn.  tv =0,82 Hiệu suất trục vít. 5
  6. k= 1 Hiệu suất khớp nối.  = 0,993×0,822× 1=0,65 Công suất cần thiết trên trục động cơ điện được xác định theo công thức 2.8 trang 19 [I] - Công suất cần thiết 𝑃 0,604 Pct = 𝑡𝑡 = = 0,93 (kW) 0,65 Vì Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ. Điều kiện để chọn động cơ sẽ là : Pđc ≥ 0,93 (kw) 2.Số vòng quay trục công tác 60000 × v 60000 × 0,1 nct = = = 4,17 (vg/ph) z×t 9 × 160 Tra bảng 2.4 tỉ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ trang 21 [I] Tỉ số truyền chung: uch = uhộp = 300 Với uhộp = 300 tỉ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp trục vít Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = nct × uch = 4,17× 300 = 1215 (vg/ph) Như vậy ta phải chọn động cơ có công suất định mức ≥ 0,93 (kW) Nếu chọn động cơ có số vòng quay quá lớn thì tỉ số truyền động chung tăng, dẫn đến việc tăng khuôn khổ, kích thước của máy và giá thành của thiết bị, vì vậy ta chọn động cơ sao cho hợp lí nhất. Động cơ được chọn cần thỏa mãn điều kiện 𝑃𝑑𝑐 ≥ 𝑃𝑐𝑡 { 𝑛𝑑𝑏 ≈ 𝑛𝑠𝑏 Theo bảng P1.3 trang 236 - [I] Chọn: động cơ loại 4A kiểu: 4A80A4Y3 Công suất Pđc = 1,1 (kw) Số vòng quay nđc = 1400 (vòng/phút) Momen kđ : Tk/Tdn = 2,0 Hiệu suất :  = 75% Tmm Tk Kiểm tra thỏa điều kiện mở máy  = 2, 0 T Tdn 6
  7. 3.Phân phối tỉ số truyền - Tính chính xác tỉ số truyền n 1400 uch = đc = = 335,73 nlv 4,17 Vì là hộp giảm tốc 2 cấp trục vít, kết cấu chung của hộp sẽ hợp lí nếu khoảng cách trục cấp chậm bằng khoảng hai lần khoảng cách trục cấp nhanh. Muốn vậy cần chọn tỉ số truyền cấp nhanh nhỏ hơn một ít so với cấp chậm, tức là: u1 < √𝑢𝑐ℎ = √335,73 = 18,32 Ta chọn tỉ số truyền của trục cấp nhanh : u1 = 17,45 Tỉ số truyền của trục cấp chậm : uh 335,73 u2 = = = 19,24 u1 17,45 Xác định công suất ,momen và số vòng quay trên các trục : • Công suất: 𝑃𝑙𝑣 0,604 P3 = = = 0,61 kW 𝑜𝑙 0,99 𝑃3 0,61 P2 = = = 0,751 kW 𝑡𝑣 .𝑜𝑙 0,82 .0,99 𝑃2 0,751 P1 = = = 0,925 kW 𝑡𝑣 .𝑜𝑙 0,82 .0,99 • Số vòng quay các trục công tác: n1 = nđc = 1400 vg/ph n1 1400 n2 = = = 80,3 vg/ph u1 17,45 n2 80,3 n3 = = = 4,17 vg/ph u2 19,24 • Momen quay các trục công tác: P1 0,925 T1 = 9,55 .106 = 9,55.106 . = 6309,82 Nmm n1 1400 P2 0,751 T2 = 9,55.106 = 9,55.106 . = 89315,69 Nmm n2 80,3 7
  8. P3 0,61 T3 = 9,55.106 = 9,55.106 . = 1397002,4 Nmm n3 4,17 Pđc 1,1 Tđc = 9,55.106 = 9.55.106. = 7503,57 Nmm nđc 1400 • Bảng đặc tính kỹ thuật: Trục Động 1 2 3 cơ Thông số Công suất P, kW 1,1 0,925 0,751 0,61 Tỉ số truyền u 1 17,45 19,24 Số vòng quay n, vg/ph 1400 1400 80,3 4,17 Momen xoắn T, Nmm 7503,57 6309,82 89315,69 1397002,4 8
  9. PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC Thiết kế bộ truyền trục vít bao gồm các bước sau: -Chọn vật liệu -Xác định ứng suất cho phép -Tính thiết kế, tính kiểm nghiệm -Quyết định lần cuối các kích thước và thông số bộ truyền -Kiểm nghiệm về nhiệt I. Tính toán bộ truyền cấp nhanh. 1 Tính vận tốc sơ bộ 3 vsb = 4,5×10-5×n1× 3√𝑇2 = 4,5×10-5×1400× √89315,69 = 2,8 (m/s) Với vsb < 5 m/s dùng đồng thanh không thiếc Tra bảng 7.1/146 [I] Vật liệu bánh vít: _cụ thể là đồng thanh nhôm sắt ƂpA Ж 9-4 _Cách đúc: dùng khuôn cát _ σb = 400 (MPa) _ σch = 200 (MPa) Vật liệu trục vít: thép 45, tôi bề mặt đạt độ rắn HRC 45 2 Tính ứng suất cho phép • Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] Theo bảng 7.2/148 [I] với cập vật liệu ƂpA Ж 9-4 và thép tôi, ta chọn [σH] = 180 (MPa) • Ứng suất uốn cho phép [σF] Bộ truyền làm việc một chiều [σFO] = 0,25×σb + 0,08×σch = 0,25×400 + 0,08×200 = 116 (MPa) Hệ số tuổi thọ 9 106 9 106 KFL = √ =√ 𝑁 𝐹𝐸 𝑁 𝐹𝐸 Trong đó NFE = 60 𝛴 (T2i/T2max)9n2iti 9
  10. Với n2i, T2i là số vòng quay trong một phút và momen xoắn trên bánh vít ở chế độ thứ i, ti là số giờ làm việc ở chế độ thứ i, T2max là momen xoắn lớn nhất trong các trị số T2i. Thay số vào, ta có NFE = 60𝛴 (T2i/T2max)9n2iti 1 = 60×80,3×18781× ( 19.4 + 0,79.2 + 0,59.2) × = 4,6.107 8 9 106 = > KFL = √ = 0,65 4,6.107 Vậy ứng suất uốn cho phép : [σF] = [σFO]. KFL = 116 × 0,65 = 75,4 (MPa) • Ứng suất cho phép khi quá tải Bánh vít đồng thanh không thiếc ▪ [σH]max = 2σch = 2.200 = 400 (MPa) ▪ [σF]max = 0,8σch = 0,8.200 = 160 (MPa) 3 Tính thiết kế Xác định aw 3 aw = ( z2 + q ).√(170/𝑧2 [σ𝐻 ])2 × (𝑇2 𝐾𝐻 /𝑞) Chọn sơ bộ KH = 1,1 Với u = 17,45 ; chọn z1 = 2, do đó z2 = u.z1 = 17,45 . 2 = 34,9 ; chọn z2 = 35 𝑧2 35 Tỉ số truyền thực tế um = = = 17,5 𝑧1 2 Sai lệch tỉ số truyền 𝑢𝑚 − 𝑢 17,5 − 17,45 du = .100 = .100 = 0,29% ≤ 4% = > thõa mãn 𝑢 17,45 Tính sơ bộ q theo công thức thực nghiệm q = 0,25.z2 = 0,25.35 = 8,75. Theo bảng 7.3/150[I] chọn q = 10 T2 = 89315,69 Nmm Khoảng cách trục sơ bộ : 3 aw = ( 35 + 10 ). √(170/35 . 180)2 × (89315,69 . 1,1/10) = 86,71 (mm) Lấy aw = 95 (mm) Tính mođun m = 2aw /(z2 + q) = 2×95/(10 + 35) = 4,22 Theo bảng 7.3/150[I] chọn mođun tiêu chuẩn m = 5 𝑚 5 Tính chính xác khoảng cách trục : aw = ( q + z2 ) = × ( 10 + 35 ) = 112,5 2 2 Chọn aw = 115 10
  11. Xác định hệ số dịch chỉnh x = ( aw/m) – 0,5( q + z2 ) = (115/5) – 0,5( 10 + 35) = 0,5 4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Vận tốc trượt vs 𝜋𝑑𝑤 𝑛1 vs = 60000𝑐𝑜𝑠𝛾𝑤 Trong đó 𝛾 w = arctg[z1/(q + 2x)] = arctg[2/(10 + 2 . 0,5)] = 10, 31° dw = (q + 2x).m = (10 + 2.0,5 ) . 5 = 55 𝜋 .55.1400 vs = = 4,1 (m/s) 60000𝑐𝑜𝑠(10,31°) Hiệu suất ƞ = 0,95. 𝑡𝑔(𝛾w)/tg( 𝛾 w + 𝜑 ) Góc ma sát 𝜑 tra trong bảng 7.4/152[I] theo trị số vận tốc trượt vs Với vs = 2,8 m/s, ta có 𝜑 = 2,7 Hiệu suất ƞ = 0,95. 𝑡𝑔(10,31°)/tg( 10,31°+ 2,7°) = 0,75 Hệ số tải trọng trọng KH = 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝑉 Trong đó + 𝐾𝐻𝛽 - hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng 𝐾𝐻𝑣 - hệ số tải trọng động 𝐾𝐻𝛽 = 1 + (z2/𝜃)3.( 1 – T2m/T2max) ▪ với 𝜃 là hệ số biến dạng của trục vít, phụ thuộc vào z1 và q Tra bảng 7.5/153[I] với z1 = 2, q = 10 => 𝜃 = 86 ▪ T2m là momen xoắn trung bình trên trục bánh vít ▪ T2max là momen xoắn lớn nhất trong các momen xoắn T2m ( 1.4 + 0,7.2 + 0,5.2 ) = = 0,8 T2max 8 𝐾𝐻𝛽 = 1 + (35/86)3.( 1 – 0,8 ) = 1,01 + Với vs = 4,1 m/s, theo bảng 7.6 chọn cấp chính xác 8 theo bảng 7.7 chọn 𝐾𝐻𝑉 = 1,22 Ứng suất tiếp xúc [σH] = (170/z2)√[(𝑧2 + 𝑞 )/𝑎𝑤 ]3 𝑇2 𝐾𝐻 /𝑞 = (170/35)√[(35 + 10 )/115]3 . 89315,69 .1,01.1,22/10 11
  12. = 124,73 MPa ≤ [σH] = 180 MPa 5 Kiểm nghiệm độ bền uốn 1,4𝑇2 𝑌𝐹 𝐾𝐹 𝜎𝐹 = ≤ [σF] 𝑏2 𝑑2 𝑚𝑛 Trong đó -[σF] là ứng suất uốn cho phép của bánh vít -YF hệ số dạng răng, phụ thuộc vào số răng bánh vít tương đương zv = z2/cos3𝛾 = 35/cos3(10,31) = 37 Tra bảng 7.8/154[I], với zv = 37 chọn YF = 1,61 -KF hệ số tải trọng KF = K Fβ K Fv Với K Fβ = K Hβ = 1,01 K Fv = KHv = 1,22 KF = 1,01.1,22 = 1,232 -b2 chiều rộng vành răng bánh vít Với z1 = 2, b2 ≤ 0,75da1 da1 = m( q + 2) = 5( 10+2) = 60 b2 ≤ 0,75.60 = 45 chọn 42 mm -d2 đường kính vòng chia bánh vít d2 = mz2 = 5.35 = 70 mm -mn mođun pháp của răng bánh vít mn = mcos 𝛾 = 5cos(10,31) = 4,92 mm 1,4𝑇2 𝑌𝐹 𝐾𝐹 1,4.89315,69 .1,61.1,232 => 𝜎𝐹 = = = 17,15 MPa ≤ [σF] = 75,4 MPa 𝑏2 𝑑2 𝑚𝑛 42.70.4,92 6 Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt răng, ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép σHmax = σH√𝐾𝑞𝑡 ≤ [σH]max = 180√1,5 = 220,45 ≤ [σH]max = 400 MPa (thõa mãn) Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít, ứng suất uốn cực đại được vượt quá một giá trị cho phép σFmax = σFKqt ≤ [σF]max = 75,4.1,5 = 113,1 ≤ [σF]max = 160 MPa (thõa mãn) ➢ Các thông số cơ bản của bộ truyền 12
  13. Thông số Kí Gía trị hiệu Khoảng cách trục aw 115 Môđun m 5 Hệ số đường kính q 10 Tỉ số truyền u 17,5 Số ren trục vít và số răng bánh vít z1 , z2 2,35 Hệ số dịch chỉnh bánh vít x 0,5 Góc vít 𝛾 10,31° Chiều rộng bánh vít b2 42 Chiều dài phần cắt ren của trục vít b1 72,5 Đường kính vòng chia d1, d2 50, 175 Đường kính vòng đỉnh da1, 𝑑𝑎2 60, 190 Đường kính ngoài bánh vít daM2 197,5 Đường kính đáy df1, df2 38, 168 Góc ôm 𝛿 46°55′ 7 Tính nhiệt truyền động trục vít Điều kiện: nhiệt lượng sinh ra trong hợp giảm tốc phải cân bằng với nhiệt lượng thoát đi td = t0 + 1000( 1 - Ƞ )P1/[KtA( 1 + 𝜓 )𝛽] ≤ [td] Trong đó: Ƞ : Hiệu suất bộ truyền P1 : Công suất trên trục vít P1 = 0,925 kW Kt : Hệ số tỏa nhiệt ( 8…17,5 W/( m2 ℃ ) chọn Kt = 13 t0 : Nhiệt độ môi trường xung quanh, chọn t0 = 20° td : Nhiệt độ cho phép cao nhất của dầu, do trục vít đặt trên nên chọn td = 70° 𝜓 : Hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp (0,25…0,3) chọn 𝜓 = 0,25 13
  14. 𝛽 : Hệ số giảm nhiệt do làm việc ngắt quãng 𝛽 = tck /(𝛴𝑃𝑖 𝑡𝑖 /𝑡𝑐𝑘 ) = 1/(1.0,5 + 0,7.0,25 + 0,5.0,25) = 1,25 A : Diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc (m2) A = A 1 + A2 A1 diện tích bề mặt hộp giảm tốc với aw là khoảng cách trục A1 = 20aw2 = 20.0,1152 = 0,26 m A2 = 0,1A1 = 0,026 m A = 0,26 + 0,026 = 0,286 m2 1000(1−0,75).0,925 Thay số vào, ta được : td = 20 + = 59,81 ≤ 70 (thõa yêu cầu) 13.0,286.(1+0,25)1,25 II. Tính toán bộ truyền cấp chậm. 1. Tính vận tốc sơ bộ vsb = 4,5×10-5×n2× 3√𝑇3 = 4,5×10-5×80,3× 3√1397002,4 = 0,4 (m/s) Với vsb < 2 m/s dùng gang Tra bảng 7.1/146 [I] Vật liệu bánh vít: _cụ thể là gang xám tương đối mềm CЧ 15-32 _Cách đúc: dùng khuôn cát _ σb = 150 (MPa) _ σbu = 320 (MPa) Vật liệu trục vít: thép 20X, tôi bề mặt đạt độ rắn HRC 45 2. Tính ứng suất cho phép • Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] Theo bảng 7.2/148 [I] với cặp vật liệu CЧ 15-32 và thép 20X thấm C và tôi, ta chọn [σH] = 194,2 (MPa) • Ứng suất uốn cho phép [σF] Bộ truyền làm việc một chiều [σFO] = 0,25×σb + 0,08×σbu = 0,25×150 + 0,08×320 = 63,1 (MPa) Hệ số tuổi thọ 9 106 9 106 KFL = √ =√ 𝑁 𝐹𝐸 𝑁 𝐹𝐸 14
  15. Trong đó NFE = 60 𝛴 (T3i/T3max)9n3iti Với n3i, T3i là số vòng quay trong một phút và momen xoắn trên bánh vít ở chế độ thứ i, ti là số giờ làm việc ở chế độ thứ i, T3max là momen xoắn lớn nhất trong các trị số T3i. Thay số vào, ta có NFE = 60𝛴 (T3i/T3max)9n2iti 1 = 60×4,17×18781× ( 19.4 + 0,79.2 + 0,59.2) × = 2,4.106 8 9 106 = > KFL = √ = 0,91 2,4.106 Vậy ứng suất uốn cho phép : [σF] = [σFO]. KFL = 63,1 × 0,91 = 57,42 (MPa) • Ứng suất cho phép khi quá tải Bánh vít bằng gang ▪ [σH]max = 1,5[σH] = 1,5. 194,2 = 291,3 (MPa) ▪ [σF]max = 0,6σb = 0,6.150 = 90 (MPa) 3. Tính thiết kế Xác định aw 3 aw = ( z2 + q ).√(170/𝑧2 [σ𝐻 ])2 × (𝑇3 𝐾𝐻 /𝑞) Chọn sơ bộ KH = 1,1 Với u = 19,24 ; chọn z1 = 2, do đó z2 = u.z1 = 19,24. 2 = 38,48 ; chọn z2 = 39 𝑧2 39 Tỉ số truyền thực tế um = = = 19,5 𝑧1 2 Sai lệch tỉ số truyền 𝑢𝑚 − 𝑢 19,5 − 19,24 du = .100 = .100 = 1,35 % ≤ 4% = > thõa mãn 𝑢 19,24 Tính sơ bộ q theo công thức thực nghiệm q = 0,25.z2 = 0,25.39 = 9,75. Theo bảng 7.3/150[I] chọn q = 10 T3 = 1397002,4 Nmm Khoảng cách trục sơ bộ : 3 aw = ( 39 + 10 ). √(170/39 . 194,2)2 × (1397002,4 . 1,1/10) = 208,84 (mm) Lấy aw = 210 (mm) Tính mođun m = 2aw /(z2 + q) = 2×210/(39 + 10) = 8,57 Theo bảng 7.3/150[I] chọn mođun tiêu chuẩn m = 10 𝑚 10 Tính chính xác khoảng cách trục : aw = ( q + z2 ) = × ( 10 + 39 ) = 245 2 2 15
  16. Chọn aw = 250 mm Xác định hệ số dịch chỉnh x = ( aw/m) – 0,5( q + z2 ) = (250/10) – 0,5( 10 + 39) = 0,5 4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Vận tốc trượt vs 𝜋𝑑𝑤 𝑛2 vs = 60000𝑐𝑜𝑠𝛾𝑤 Trong đó 𝛾 w = arctg[z1/(q + 2x)] = arctg[2/[10 + 2 . 0,5] = 10, 31° dw = (q + 2x).m = [10 + 2.0,5] .10 = 110 𝜋 .110.80,3 vs = = 0,47 (m/s) 60000𝑐𝑜𝑠(10,31°) Hiệu suất ƞ = 0,95. 𝑡𝑔(𝛾w)/tg( 𝛾 w + 𝜑 ) Góc ma sát 𝜑 tra trong bảng 7.4/152[I] theo trị số vận tốc trượt vs Với vs = 0,4 m/s, ta có 𝜑 = 5,38 Hiệu suất ƞ = 0,95. 𝑡𝑔(10,31°)/tg( 10,31°+ 5,38°) = 0,62 Hệ số tải trọng trọng KH = 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝑉 Trong đó + 𝐾𝐻𝛽 - hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng 𝐾𝐻𝑣 - hệ số tải trọng động 𝐾𝐻𝛽 = 1 + (z2/𝜃)3.( 1 – T3m/T3max) ▪ với 𝜃 là hệ số biến dạng của trục vít, phụ thuộc vào z1 và q Tra bảng 7.5/153[I] với z1 = 2, q = 10 => 𝜃 = 86 ▪ T3m là momen xoắn trung bình trên trục bánh vít ▪ T3max là momen xoắn lớn nhất trong các momen xoắn T3m ( 1.4 + 0,7.2 + 0,5.2 ) = = 0,8 T3max 8 𝐾𝐻𝛽 = 1 + (40/86)3.( 1 – 0,8 ) = 1,02 + Với vs = 0,47 m/s, theo bảng 7.6 chọn cấp chính xác 9 Ttheo bảng 7.7 chọn 𝐾𝐻𝑉 = 1,3 Ứng suất tiếp xúc [σH] = (170/z2)√[(𝑧2 + 𝑞 )/𝑎𝑤 ]3 𝑇3 𝐾𝐻 /𝑞 16
  17. = (170/39)√[(39 + 10 )/250]3 . 1397002,4 . 1,02 . 1,3/10 = 162,79 MPa ≤ [σH] = 194,2 MPa 5 Kiểm nghiệm độ bền uốn 1,4𝑇3 𝑌𝐹 𝐾𝐹 𝜎𝐹 = ≤ [σF] 𝑏2 𝑑2 𝑚𝑛 Trong đó -[σF] là ứng suất uốn cho phép của bánh vít -YF hệ số dạng răng, phụ thuộc vào số răng bánh vít tương đương zv = z2/cos3𝛾 = 39/cos3(10,31) = 41 Tra bảng 7.8/154[I], với zv = 41 chọn YF = 1,54 -KF hệ số tải trọng KF = K Fβ K Fv Với K Fβ = K Hβ = 1,02 K Fv = KHv = 1,3 KF = 1,02.1,3 = 1,326 -b2 chiều rộng vành răng bánh vít Với z1 = 2, b2 ≤ 0,75da1 da1 = m( q + 2) = 10( 10+2) = 120 b2 ≤ 0,75.120 = 90 chọn 85 mm -d2 đường kính vòng chia bánh vít d2 = mz2 = 10.39 = 390 mm -mn mođun pháp của răng bánh vít mn = mcos 𝛾 = 10cos(10,31) = 9,84 mm 1,4𝑇3 𝑌𝐹 𝐾𝐹 1,4.1397002,4 .1,54.1,326 => 𝜎𝐹 = = = 12,24 MPa ≤ [σF] = 57,42 𝑏2 𝑑2 𝑚𝑛 85.390.9,84 MPa 6 Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt răng, ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép σHmax = σH√𝐾𝑞𝑡 ≤ [σH]max = 194,2 √1,5 = 237,85 ≤ [σH]max = 291,3 MPa (thõa mãn) Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít, ứng suất uốn cực đại được vượt quá một giá trị cho phép 17
  18. σFmax = σFKqt ≤ [σF]max = 57,42.1,5 = 86,13 ≤ [σF]max = 90 MPa (thõa mãn) ➢ Các thông số cơ bản của bộ truyền Thông số Kí Gía trị hiệu Khoảng cách trục aw 250 Môđun m 10 Hệ số đường kính q 10 Tỉ số truyền u 19,5 Số ren trục vít và số răng bánh vít z1 , z2 2,39 Hệ số dịch chỉnh bánh vít x 0,5 Góc vít 𝛾 10,31° Chiều rộng bánh vít b2 85 Chiều dài phần cắt ren của trục vít b1 150 Đường kính vòng chia d1, d2 100, 390 Đường kính vòng đỉnh da1, 𝑑𝑎2 120, 420 18
  19. Đường kính ngoài bánh vít daM2 435 Đường kính đáy df1, df2 76, 376 Góc ôm 𝛿 47°39′ 7 Tính nhiệt truyền động trục vít Điều kiện: nhiệt lượng sinh ra trong hợp giảm tốc phải cân bằng với nhiệt lượng thoát đi td = t0 + 1000( 1 - Ƞ )P2/[KtA( 1 + 𝜓 )𝛽] ≤ [td] Trong đó: Ƞ : Hiệu suất bộ truyền P1 : Công suất trên trục vít P2 = 0,751kW Kt : Hệ số tỏa nhiệt ( 8…17,5 W/( m2 ℃ ) chọn Kt = 13 t0 : Nhiệt độ môi trường xung quanh, chọn t0 = 20° td : Nhiệt độ cho phép cao nhất của dầu, do trục vít đặt dưới nên chọn td = 90° 𝜓 : Hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp (0,25…0,3) chọn 𝜓 = 0,25 𝛽 : Hệ số giảm nhiệt do làm việc ngắt quãng 𝛽 = tck /(𝛴𝑃𝑖 𝑡𝑖 /𝑡𝑐𝑘 ) = 1/(1.0,5 + 0,7.0,25 + 0,5.0,25) = 1,25 A : Diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc (m2) A = A 1 + A2 A1 diện tích bề mặt hộp giảm tốc với aw là khoảng cách trục A1 = 20aw2 = 20.0,2552 = 1,3 m A2 = 0,1A1 = 0,13 m A = 1,3 + 0,13 = 1,43 m2 1000(1−0,62).0,751 Thay số vào, ta được : td = 20 + = 29,82 ≤ 90 (thõa yêu cầu) 13.1,43.(1+0,25)1,25 PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI 1. Thiết kế trục a. Tính trục theo độ bền mỏi Chọn vật liệu là thép C45 thường hóa có σb = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15…30 MPa 19
  20. b. Tính sơ bộ đường kính trục Đường kính trục được xác định theo công thức: 3 𝑇 d ≥ √ 0,2[τ] Trong đó T: là momen xoắn (Nmm) [τ]: ứng suất xoắn cho phép (MPa), [τ] = 15…30 Đường kính trục vào của hộp giảm tốc: 3 𝑇 3 6309,82 d1 ≥ √ =√ = 12,81, chọn sơ bộ d1 = 20 mm 0,2[τ] 0,2.15 Đường kính trục trung gian của hộp giảm tốc: 3 𝑇 3 89315,69 d2 ≥ √ =√ = 28,16, chọn sơ bộ d2 = 30 mm 0,2[τ] 0,2.20 Đường kính trục ra của hộp giảm tốc: 3 𝑇 3 1397002,4 d3 ≥ √ =√ = 61,52, chọn sơ bộ d3 = 65 mm 0,2[τ] 0,2.30 Với d1 = 20 mm, ta được chiều rộng ổ lăn bo1 = 15 mm Với d2 = 30 mm, ta được chiều rộng ổ lăn bo2 = 19 mm Với d3 = 65 mm, ta được chiều rộng ổ lăn bo3 = 33 mm c. Thiết kế trục • Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực Để tính các kích thước của trục trước hết ta chọn các kích thước sau đây ▪ k1 = 8…15 khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay ▪ k2 = 5…15 khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp ▪ k3 = 10…20 khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ ▪ hn = 15…20 chiều cao nắp ổ và đầu bulông 20