Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
Đồ án
Thiết kế truyền động cơ khí
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 1
================
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
Mục lục
PHẦN 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN ............................ 4
PHẦN 2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐỘNG .................................................................... 11
PHẦN 3: THIẾT KẾ TRỤC………………………………………………………………26
PHẦN 4 : THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC............................................................................. 39
I . Gối đỡ trục II . ............................................................................................................ 39
II . Gối đỡ trục III . .......................................................................................................... 40
III . Gối đỡ trục IV . ........................................................................................................ 41
PHẦN 5 :THIẾT KẾ KHỚP NỐI .................................................................................... 42
TRÌNH TỰ THIẾT KẾ NỐI TRỤC .................................................................................. 42
TÀI LIỆU THAM KHẢO :........................................................................................... 45
Sinh viên thực hiện:
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 2
================
Nguyễn Đắc Thinh
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
Lời nói đầu
Hệ thống truyền động cơ khí có một vai trò rất quan trọng trong nền kinh tế, nó
được sử dụng rất nhiều trong sản xuất công nghiệp và phục vụ đời sống hằng ngày. Được
học môn Đồ án thiết kế truyền động cơ khí để em tiếp xúc tìm hiểu đi vào thiết kế thực tế
một hệ thống truyền động cơ khí cũng là cơ hội để em củng cố lại kiến thức và học thêm
phương pháp làm vệc khi tiến hành công việc thiết kế. Tập thuyết minh này chỉ dừng lại ở
việc thiết kế, chưa thực sự có tính tối ưu trong việc thiết kế các chi tiết máy, và chưa thực
sự mang tính kinh tế cao do kiến thức hạn chế của người thiết kế.Do lần đầu tiên làm đồ án
thiết kế nên chắc chắn không tránh khỏi những sai xót, hạn chế rất mong được sự thông
cảm của quí thầy.
Em xin cảm ơn các thầy cô trong bộ môn Công nghệ chế tạo máy đã tạo điều kiện
cho em được học môn này. Đặc biệt,em xin chân thành cảm ơn thầy Phạm Hùng Thắng đã
giúp em hoàn thành môn học này.
TRƯỜNG ĐẠI HỌC NHA TRANG
KHOA CƠ KHÍ – BỘ MÔN CHẾ TẠO MÁY
-----------O0O-------------
THIẾT KẾ ĐỀ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 3
================
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
Đề số 11 : Thiết kế hệ truyền dẫn cơ khí của hệ thống băng tải theo sơ đồ sau .
CÁC SÔ LIỆU CHO TRƯỚC :
Lực vòng định mức trên tang : P = 19.4 ( KN ).
Vận tốc vòng băng tải : V = 0,59 ( m/s ).
Đường kính tang : D = 390 ( mm ) .
Thời gian làm việc : 7 năm x 260 ngày x 01 ca x 06 giờ .
Tính chất tải trọng : Tĩnh .
Điều kiện làm việc : Tĩnh tại với mạng điện công nghiệp _ 220V/380V .
PHẦN 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 4
================
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
I. Xác định công suất động cơ :
1. Công suất làm việc
lvN :
3
,11
446
Do tính chất tải trọng không thay đổi.
lvN =
PV 1000
59,0.10.4,19 1000
Ta có : = (kw) .
Trong đó : P = 19,4.103 - Lực vòng định mức trên tang ( N ) .
V = 0,59 - Vận tốc vòng băng tải ( m/s ).
2. Công suất của động cơ
:
ycđcN
ycđcN
lvN ht
Xác định theo công thức : =
là hiệu suất chung của hệ thống truyền động . Trong đó ht
ô
. .4 .br Ta có : ht = đai .tđ .kn .bt
Trong đó :
đai
= 0,96 Hiệu suất bộ truyền đai.
br
k
i
1
2
98,0
= 0,97 Hiệu suất một cặp bánh răng.
i 1 k
td
1
i
2
i
1
N NN N NN
2
1
i
98,0
(Do 2 cặp bánh răng này nhận công suất từ trục II
1
2
NN
1
2
thông qua cặp bánh răng trụ thẳng nên: và chọn - Hiệu suất
tương đương của hai cặp bánh răng nối song song nhau).
kn
1 Hiệu suất khớp nối.
bt
= 0,88 Hiệu suất băng tải.
ô
= 0,99 Hiệu suất cặp ổ lăn.
99,0.88,0.1.98,0.97,0.96,0
4
77,0
ht
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 5
================
được tra theo tiêu chuẩn (Bảng 1[1]). Các giá trị của i
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
,11
ycđcN
446 77,0
= = 14,86 ( kw ) .
II. Xác định tốc độ động cơ :
1. Tốc độ làm việc của trục tang lvn :
89,28
lvn =
4 59,0.10.6 .14,3 390
4 .10.6 V . D
Xác định theo công thức : = ( v/ph )
Trong đó :
V = 0,59 là vận tốc vòng băng tải ( m/s ) .
D = 390 là đường kính tang ( mm ) .
2. Tốc độ yêu cầu của động cơ
.
ycđcn
Là tốc độ quay của trục động cơ .
ycđcn
lvn
= iht.
Với iht là số truyền chung của hệ thống .
62 iđ
Tỉ số truyền trung bình của bộ truyền đai thang .
25
Hộp giảm tốc 2 cấp tách đôi có khả năng làm việc tốt với tỉ số truyền trong khoảng
8 ih Chọn tỉ số truyền sơ bộ:
.
19ih 6.2iđ iht = iđ.ih = 2,6.19 = 49,4.
và
sbn = 28,89.49,4 = 1427,166 ( v/ph ).
Vậy vận tốc quay sơ bộ của động cơ là :
3. Chọn động cơ điện :
dmN :
đmN Phải thoả mãn điều kiện :
3.1. Công suất định mức của động cơ
đmN
ycđcN
= 14,86 ( kw ) .
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 6
================
3.2. Chọn loại động cơ điện tiêu chuẩn : Ta chọn động cơ thoả mãn 2 điều kiện sau :
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
đcn 1427,166 ( v/ph ) vận tốc sơ bộ của động cơ.
đmN 14,86 ( kw ) .
Ta chọn động cơ điện không đồng bộ roto kiểu lồng sóc mômem mở máy lớn, sử dụng mạng điện công nghiệp 220v/380v mang số hiệu KĐ 72 – 4 có các thông số
kỹ thuật sau đây (tra bảng 3[1]):
+ Công suất : 20 (Kw).
+ Vận tốc quay : 1460 (v/ph).
+ Hệ số cos=0.88.
+ Mômem bánh đà của roto GD2 : 1.5 (kg/m2)
+ Trọng lượng : 280 (kg).
3.3. Kiểm tra động cơ điện :
.
)53(
giây .
t
kd
đm
= Theo điều kiện : kdt a) Kiểm tra thời gian khởi động kdt BA MM m
mM là mô men mở máy của đông cơ .
đmM là mô men định mức của đông cơ.
N
đm
. M
.
mM =
m
đm
m
6 .10.55,9 n đm
m
Trong đó :
M m M
đm
là hệ số mô men mở máy và được tra theo tiêu chuẩn.
6
170068
4,
Tra bảng 3[1] ta có : m = 1,3.
mM = 1,3.
20.10.55,9 1460
M
130821
9.
(Nm).
dm
M m 3,1
2
3
2
59,0.10.4,19.75,9
57,58
(Nm).
1460
77,0.
.75,9 VP . ma n ht đc
.5,1
6,87
+ Mà A = .
.2 dcnGD 25
1460 25
3
10.65,3
(
s
).
kdt =
6
57,58 6,87 6 10.13,0
10.17,0
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 7
================
B = .
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
kdt <
kdt
= 3 5 (s). Thoả mãn điều kiện thời gian khởi động .
Trong đó :
Pmax = 19400 Lực căng trên dây cáp (N).
V = 059 Vận tốc kéo cáp trên tang (m\s).
ht = 0,77 Hiệu suất hệ thống.
N = 1460 Tốc độ động cơ (vòng\phút).
GD2 = 1,5 Mômem bánh đà của động cơ (kgm2).
b) Kiểm tra mô men mở máy
mM >
mM . cM
Theo điều kiện :
cM là mô men cản ban đầu .
Với
cM =
t MM
đ
đM ,
tM lần lượt là mô men động và mô men tĩnh ) .
3
3
(
.
.
3783
tM =
Pma
D 2
10.390 2
2
2
= 19,4.10 ( Nm ) .
đM =
n .5,37
.5,36 . VP ma 2 . n t
kdt
. GD
3
2
91027 (
Nm
)
. =
59,0.10.4,19.5,36 2
3
1460
77,0.
1460 10.65,3.5,37
5,1.25,1
.
cM = 3783 + 91027 = 94810 ( Nm ).
mM = 170068,4 (Nm) >
cM Thoả mãn .
Vậy ta chọn động cơ (ĐC 74-4 ) , có các thông số sau :
=
2GD
m
ma
dmN
dmn
M M
M M
dm
dm
Kiểu Trọng cos
2m )
động cơ lượng(kg) (kg. ( KW ) ( v/ph )
20 1460 0,88 1,3 2,3 1,5 280 DK
72_4
4. Phân phối tỷ số truyền :
4.1. Tỷ số truyền :
54,50
1460 89,28
n đc n lv
Tỷ số truyền chung : i =
h
đ
ii .
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 8
================
Mà iht =
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
...
ih
iii . . 321
iđ là tỷ số truyền của bộ truyền động đai. - Chọn tỷ số truyền của truyền động đai đi =2,6 .
54.50
là tỷ số truyền hộp giảm tôc .
i . hđ i
hi = 50,54/2,6 19,43
Mà : iht =
43,19
4,4
hi =
i = i c n
Hộp giảm tốc cấp chậm tách đôi chọn để đảm bảo cho các
bánh răng của các cấp đều được ngâm dầu hợp lí (mức dầu ngập hết chiều cao răng
nhưng không quá 1/3 bán kính vòng đỉnh răng).
i , n i c
43,19
là tỷ số truyền của bộ truyền nhanh và chậm .
hi =
i i . 4321
Với
4,4
i 32
i 43
i n
i c
Vậy : đi = 2,6
iN .
86,14
4.2. Công suất truyền trên các trục
N 1
ycđcN
( kw ) .
N
.
.
86,14.99,0.96,0
,14
122944
2
21
N 1
. ô
N 1
đ
N
.
N
.
N
,14.99,0.97,0
122944
,13
56226312
(KW )
3
32
2
br . ô
2
(KW )
N
.
N
.
N
.99,0.98,0
1356226312
,13
5810768
4
43
3
tđ . ô
3
N
.
N
.
.
N
,13.88,0.99,0.1
5810768
,11
466
(KW )
5
54
4
kn bt ô
4
lvN
(KW ) =
iN là công suất trên các trục ( i = 1,2,3,4,5 ).
Trong đó :
in .
1460
4.3. Tốc độ quay trên các trục
n 1
đcn
5,561
( v/ph ).
n 2
1460 6,2
n 1 i 21
1460 đi
( v/ph ).
127
6,
n 3
5,561 4,4
n 2 i 43
( v/ph ).
29
n 5 4
127 6, 4,4
n 3 i 54
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 9
================
( v/ph ).
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
xM .
4.4. Mô men xoắn trên các trục
6 .10.55,9
6 .10.55,9
97200
M x 1
86,14 1460
N 1 n 1
M
.
M .
M .
.99,0.96,0.6,2
97200
240185
( Nmm )
x
2
i 21
21
x 1
i 21
. ô đ
x 1
( Nmm )
M
i
.
M .
M .
.99,0.97,0.4,4
240185
1014858
x
3
32
32
x
2
i 32
. br ô
x
2
M
.
M .
M .
.99,0.98,0.4,4
1014858
4332307
( Nmm )
x
4
i 43
43
x
3
i 43
. . tđ ô
x
3
( Nmm )
M
.
M .
.
M .
.88,0.99,0.1
4332307
3774305
x
5
i 54
54
x
4
i 54
. . bt
kn
ô
x
4
( Nmm )
Bảng thông số động lực học các cấp của hệ truyền dẫn :
Trục Trục Trục II Trục III Trục IV Trục V
i 4 3,55 3,55 1
N ( kw ) 14,86 14,12 13,56 13,58 11,46
n (v/ph ) 1460 561,5 127,6 29 29
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 10
================
Mx (N.mm) 97200 240185 1014858 4332307 3774305
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
PHẦN 2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐỘNG
(ĐAI _ BÁNH RĂNG)
Thiết kế truyền động đai :
1.Chọn loại đai :
Đai hình thang là chi tiết được tiêu chuẩn hóa, chúng thường được chế tạo hàng loạt
từ vật liệu vải cao su theo chiều dài và tiết diện quy chuẩn. Do vậy ta cần chọn được tiết
diện đai cho hợp lí. Chọn tiết diện đai có thể dựa vào vận tốc và công suất cần truyền,
nhưng vì bước này giá trị đường kính bánh đai chưa được xác định nên giá trị vận tốc
trượt ccaanf phải giả thiết trước. Điều này đẫn đến không ít khó khăn khi thiết kế. để giải
quyết vấn đề này có thể chọn tiết diện đai thang theo giá trị mômem xoắn trên trục dẫn. (
Tra bảng ).
Ta có : Mx1 = 97200 N.mm Tra bảng ta chọn được tiết diện đai thang có các thông số sau
:
Loại Kích thước tiết diện Diện Chiều dài đai L Đường Mômem
tích (mm) kính xoắn bánh tiết
tiết bánh diện dẫn Mx1
đai (N.m) b h bc Yo
diện (mm2) Dmin
(mm)
b
0 y
h
b
c
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 11
================
B 22 19 13,5 4,8 230 1800÷10000 200 120÷600
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
2.Xác định đường kính bánh đai :
Đường kính bánh đai nhỏ D1 = 200 (mm) (Theo bảng 18[1]).
.
V
28,15
Kiểm nghiện vận tốc đai :
nD 11 4 10.6
200 . 1460 4 10.6
(m\s) < ( 30 ÷ 50 ) m\s .
Tính đường kính bánh đai lớn D2 :
D2 = i.D1 (1 - ) = 2,6.200.( 1 – 0,02 ) = 509,6 (mm).
Trong đó :
D1 – Đường kính bánh dẫn (mm).
D2 – Đường kính bánh bị dẫn (mm)
- Hệ số trượt (đối với đai thang 0,02).
2 :
i – tỉ số truyền động đai i = iđ = 2,6.
2 = (1 - )D1.n1/D2 = (1 – 0,02)200.1460/500 = 572,32 (vòng/phút).
%100
Chọn đường kính bánh bị dẫn D2 = 500 theo tiêu chuẩn. Kiểm tra số vòng quay thực tế n* n*
2.100%/n2 = 100% -
32,572 5,561
Sai lệch : x = 100% - n* = 1,9%
3( ÷5)%.
Vậy chọn :
Thỏa mãn điều kiện sai lệch x
Đường kính bánh dẫn D1 = 200 mm.
Đường kính bánh bị dẫn D2 = 500 mm.
3.Sơ bộ chọn khoảng cách trục Asb :
Chọn khoảng cách trục sơ bộ :
Asb = 0,95D2 = 0,95.500 = 475 mm (Theo bảng 19[1]).
4.Xác định chính xác chiều dài L và khoảng cách trục A :
2
2
)
(
)200
2
2
(
)
.2
475
(
200
)500
2096
4,
L sb
A sb
DD 2
1
2
DD 1 4 A
2
( 500 475 .4
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 12
================
Tính chiều dài sơ bộ
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
(mm).
Chọn chiều dài đai L = 2000 mm (Theo bảng 20[1]).
.14,3
1460
6,7
u
Kiểm tra số vòng chạy của đai :
V L
nD 11 60 L
200 . 2000
.60
. Thỏa điều kiện u = 7,6 < 10 Vậy chọn chiều dài
đai L = 2000 mm.
k
A
82 k 4
Tính toán lại khoảng cách trục A :
200
500
1
k
L
2000
14,3
901
DD 2 2
2
500
200
2
150
DD 1 2
2
901
.8
150
A
(450
mm
)
2 901 4
Trong đó :
Giá trị khoảng cách trục vẫn thỏa mãn giá trị cho phép :
Vậy chọn khoảng cách trục : A = 450 (mm)
0,55(D1 + D2) + h ≤ A ≤ 2(D1 + D2) 398,5 ≤ A ≤ 1400.
Chiều dài đai : L = 2000 (mm).
5.Kiểm nghiệm góc ôm trên bánh đai :
500
200
0
0
0
2
Theo điều kiện :
0 180
57
180
57
0 142
0 120
1
DD 1 A
450
(Thỏa điều kiện).
6.Xác định số đai cần thiết (z) :
1000
86,14.
z
3,4
V
.
.28,15
230
86,0.85,0.9,0.51,1.
. p
N 1000 . CCCtF . .
v
0
Số đai z được xác định theo khả năng kéo của bộ truyền :
Trong đó :
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 13
================
V = 15,28 Vận tốc đai (m\s). 0p = 1,51 Ứng suất có ích cho phép của đai (N\mm2).(Tra bảng 21[1]). F =230 Diện tích tiết diện đai (mm2). (Tra bảng 17[1]).
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
Ct = 0,9 Hệ số tải trọng động.(Tra bảng 12[1]).
Cv = 0,85 Hệ số xét đén ảnh hưởng của vận tốc.(Tra bảng 23[1]).
Cα = 0,86 Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của góc ôm.(Tra bảng 22[1]).
Vậy chọn z = 5.
7.Xác định kích thước bánh đai :
Chiều rộng bánh đai :
B = (z – 1)t + 2S = (6 – 1)26 + 2.17 = 164 (mm).
Trong đó :
B – Chiều rộng bánh đai
S và t được tra bảng 87[1].
Đường kính ngoài của bánh đai :
De1 = D1 + 2Y0 = 200 + 2.4,8 = 209,6 (mm).
De2 = D2 + 2Y0 = 800 + 2.4,8 = 509,6 (mm).
Tra bảng 17[1] tìm được Y0 = 4,8.
1
142
8.Xác định lực tác dụng lên trục :
R
sin..
.2,1.3
sin.5.230
3914
4,
zF 3 0
2
2
(N).
Lực R này coi gần đúng có phương nằm trên đường nối tâm 2 bánh, chiều từ bánh này
hướng tới bánh kia.
Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh .
Truyền động bánh răng trụ được sử dụng rộng rãi trong các ngành chế tạo máy và
cơ khí. Nó có các ưu điểm nổi bật như: Khả năng tải lớn, kích thước nhỏ gọn, hiệu suất
cao, tỉ số truyền ổn định, làm việc tin cậy và tuổi thọ cao.
-Các bộ truyền động bánh răng có các thông số kĩ thuật chủ yếu sau.
1, ZZ
2
1
i
- số răng bánh dẩn và bị dẫn.
n 1 n
Z Z
2
2
tỉ số truyền động.
t
.
cos
t - bước răng đo trên vòng chia.
t 0
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 14
================
- bước răng đo trên vòng cơ sở.
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
t
m - Mô đun ăn khớp.
- góc nghiêng cuả răng, bánh răng thẳng = 0.
1, - hệ số dịch dao trên bánh dẫn và bánh bị dẫn.
2
b - chiều rộng bánh răng.
A - khoảng cách trục.
eD - đường kính vòng đỉnh răng.
iD - đườmg kính vòng chân răng.
- góc ăn khớp.
h - là chiều cao răng.
Trình tự thiết kế bộ truyền bánh răng kín tiêu chuẩn trong hộp giảm tốc .
1. Chọn vật liệu chế tạo và phương pháp nhiệt luyện bánh răng .
Bánh dẫn 1 Bánh bị dẫn 2
C35 C45
Vật liệu P2 nhiệt luyện Thường hóa Thường hóa
Độ cứng 190 220
480 560
240 280 b(N/mm2) ch(N/mm2)
Đường kính phôi 300÷500 300÷500
N
K ' .
2. Xác định ứng suất cho phép .
tx
Ntx
0
a) Ứng suất tiếp xúc cho phép:
0Ntx - ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài , giá trị tra
Trong đó :
0
6
bảng 30[1].
' K N
N N
td
- hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc.
0N = 107 - số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc , xác định theo bảng
Trong đó :
tdN - số chu kì ứng suất tương đương.
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 15
================
30[1].
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
tdN = N = 60.u.n.t
-Bánh răng chịu tải trọng tĩnh :
Trong đó : u – là số lần ăn khớp của bánh răng trong 1 vòng quay ( u = 1 ).
n - số vòng quay trong 1 phút của bánh răng.
t - tổng số giờ vàm việc ( tuổi thọ ) của bánh răng.
t = ( số giờ / 1ca ) ( số ca / 1 ngày ) ( số ngày làm việc / 1 năm ) số năm làm việc
= 6.1.260.7 = 10920 giờ .
Ntđ = 60.u.n.t.
Bánh 1 Bánh 2
Ntđ = 60.1.361,5.10920 = 367894800 >107 = N0 Ntđ = 60.1.127,5.10920 = 83603520 > 107 = N0
N = 1
N = 1
K’ K’
tx :
N
N
tx =
Ứng suất tiếp xúc cho phép
Bánh dẫn 1 0Ntx . K’ Bánh bị dẫn 2 tx = 0Ntx . K’
2,6.HB.1 2,6.HB.1
=2,6.220=572 =2,6.220=572
'' . K N
1
u
).6,14,1( Kn .
b) Ứng suất uốn cho phép . Khi bánh răng quay 1 chiều :
1
b).45,04,0(
Trong đó : - là giới hạn mỏi uốn đối với thép.
b
1 = 0,45.
→Chọn
1 = 0,45.560 = 252
1 = 0,45.480 = 216
Bánh dẫn 1 Bánh bị dẫn 2
K = 1,8 – là hệ số tập trung ứng suất ở chân răng của thép thường hoá .
''
6
10.5N
n =1,5 – là hệ số bền dự trữ của thép cán thường hoá.
tdN là số chu kì ứng suất tương đương đã tính ở mục trên.
NK = 6
0
N 0 tdN
, ,
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 16
================
Bánh dẫn 1 Bánh bị dẫn 2
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
6
6
6
6
63,0
'' NK
1
'' NK 2
10.5 367894800
10.5 83603520
0,49
u :
Vậy ứng suất uốn cho phép là
49,0.
2,73
63,0.
64,80
Bánh dẫn 1 Bánh bị dẫn 2
2mm )
2mm )
u
u
252.6,1 8,1.5,1
.6,1 216 8,1.5,1
( N/ ( N/
c) Ứng suất quá tải cho phép .
.5,2
Ntx
0
2mm ) .
txqt = 2,5.572 = 1430 ( N/
2mm ) .
: Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép : txqt
txqt = 2,5.494 = 1235 ( N/
ch
uqt
2mm ) .
2mm ) .
Vì HB 350 1 + Bánh 1 : 2 + Bánh 2 :
.8,0 1uqt = 0,8.280 = 224 ( N/ 2qt = 0,8.230 = 192 ( N/
- Ứng suất uốn quá tải cho phép : Vì HB 350 + Bánh 1 : + Bánh 2 :
sbK .
5,13,1
K
4,1
3. Chọn sơ bộ hệ số quá tải trọng
sbK
K sb
2
sb 1
Chọn hệ số quá tải trong : . Vậy ta chọn
4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng .
A
b A
Bộ truyền bánh răng trụ :
A = 0,35.
Ta chọn
5. Xác định khoảng cách trục A .
2
2
6
6
Giá trị của A được xác định theo điều kiền bền tiếp xúc :
A
( i
).1 3
).14,4( 3
.
10.05,1 .4 494
12,14.4,1 .35,0 127 6,
NK . sb n .
.
tx
A
2
10.05,1 i .
= = 263,4 ( mm ).
6. Chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng .
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 17
================
- Vận tốc vòng của bánh răng :
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
nd . . 1 1 4 10.6
nA .2 . . 1 4 10.6 i .( )1
.14,3.2 10.6
.4,253 5,361 4 )14,4.(
Căn cứ vào V = 1,73 m/s tra bảng 31[1] chọn cấp chính xác chế tạo là cấp 9.
V = 1,74 ( m/s ) .
7. Xác định chính xác khoảnh cách trục A .
- Xác định chính xác hệ số tải trọng K:
tt KK .
d
K =
ttK = 1-hệ số tập trung tải trọng
Vì : HB < 350 , V <15 (m/s ) , tải trọng tĩnh .
dK = 1,45 – hệ số tải trọng động tra bảng 33[1].
Khoảng cách chính xác trục A =
Chọn cấp chính xác chế tao 9
.4,253 3
256
3,
K A . 3 sb K
45,1 4,1
sb
( mm ).
8. Xác định mô đun , số răng , chiều rộng và góc nghiêng răng của bánh
răng . - Trị số mô đun m :
Chọn m = 5.
m = ( 00,1 00,2 ).A . Ta chọn chọn m = 0,018.A = 0,018.256,3 = 4,6134.
.2
64,18
- Số răng Z.
1Z =
1Z = 19.
A .2 im .(
)1
3,256 )14,4.(4
Z
19.4,4
.6,83
+ Số răng bánh dẫn .
Zi . 1
2
+ Số răng bánh bị dẫn Chọn Z2 = 84.
- Chiều rộng bánh răng b.
AA. = 0,35.256,3 = 89,7 ( mm ).
b =
Chọn b1 =95 mm, b2 = 90 mm.
6 .10.1,19
9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng .
u
u
. NK 2 bnZmy . . ..
Kiểm tra theo công thức: , với y là hệ số dạng răng (bảng 36).
Hệ số dạng răng y được tính theo phương pháp nội suy.
y
20
y 17
2
38.0
y 19
y 17
3
6
63
2,73
+ Bánh răng 1 :
2mm ) Thoả mãn .
u
1
u
12,14.45,1.10.1,19 2 .19.5.38,0 95.5,361
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 18
================
( N/
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
y 100
y 80
4
,0
5122
y 84
y 80
20
6
4,30
+ Bánh răng 2 :
2mm )
2mm ) Thoả mãn .
u 2
u
56,13.45,1.10.1,19 2 ,0 .84.5. 6,
5122
127
( N/ = 80,64 ( N/
.
K
10. Kiểm nghiệm bánh răng theo quá tải đột ngột .
txqt
qt
txqt
tx
. K
Theo điều kiện : .
.
uqt
u
qt
uqt
u và
tx là giá trị ứng suất uốn và tiếp xúc của bộ truyền tính theo tải
Trong đó:
u đã xác định ở phần trên)
63
1
trọng danh nghĩa(
4,30
2
u u
3
6
6
NK .
i
Ta có :
.
.
2mm ).
tx
10.05,1 4,4.3,256
12,14.45,1.14,4 127
.95
6,
10.05,1 iA .
3 .1 nb .
2
M
= ≈ 480 ( N/
K
qtK = 2,3 .
qt
ma M
3,2.480
. Tra bảng 3[1] ta được
2mm ) Thoả mãn .
2mm ) <
+ Vậy ≈ 728 ( N/
txqt = 1235 ( N/
txqt
3,2.63
9,144
2mm ) Thoả mãn .
uqt 1
uqt
+ ( N/ ( N/
3,2.4,30
92,69
2mm ) Thoả mãn .
2mm ) < 2mm ) <
uqt
2
uqt
( N/ ( N/
216 1 184 2
11. Xác định các thông số hình học của bộ truyền .
Z
Z
19
94
1
2
A
5.
5,257
(3,256
mm
)
m
Tên thông số Công thức xác định
sb A
2
2
Khoảng cách trục
Chiều cao răng h = 2,25.m = 2,25.5 = 11,25.5 (mm)
Chiều cao đầu răng hđ = m = 5 (mm)
Độ hở hướng tâm C = 0,25.m = 1,25 (mm)
Đường kính vòng dc1 = m.Z1 = 5.19 = 95 (mm)
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 19
================
chia dc2 = m.Z2 = 5.84 = 420 (mm)
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
Đường kính vòng lăn d1 = dc1 = 95 (mm)
Đường kính vòng Di1 = dc1 - 2mn – 2C = 82,5 (mm)
chân răng Di2 = dc2 - 2mn -2C = 407,5 (mm)
Đường kính vòng De1 = dc1 + 2mn = 105 (mm)
đỉnh răng De2 = dc2 + 2mn = 430 (mm)
12. Tính lực tác dụng .
.2
x
5056
5,
- Lực vòng p :
p 1
p 2
M .2 d
240185 95
( N ).
rp :
0
p
p
tgp .
5056
.5,
tg
20
1840
4,
- Lực hướng tâm
r
1
r
2
( N ).
Thiết kế cặp bánh răng cấp chậm .
1. Chọn vật liệu chế tạo và phương pháp nhiệt luyện bánh răng . Bánh bị dẫn 2 Bánh dẫn 1
C35 C45
Thường hóa Thường hóa Vật liệu P2 nhiệt luyện
190 Độ cứng 220
480 560 b(N/mm2)
240 280 ch(N/mm2)
Đường kính phôi 300÷500 300÷500
N
K '
.
2. Xác định ứng suất cho phép .
tx
Ntx
0
a. Ứng suất tiếp xúc cho phép:
0Ntx - ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài , giá trị tra
Trong đó :
0
6
bảng 30[1].
' K N
N N
td
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 20
================
- hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc.
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
0N = 107 - số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc , xác định theo bảng
Trong đó :
tdN - số chu kì ứng suất tương đương.
30[1].
tdN = N = 60.u.n.t
-Bánh răng chịu tải trọng tĩnh :
Trong đó : u – là số lần ăn khớp của bánh răng trong 1 vòng quay ( u = 1 ).
n - số vòng quay trong 1 phút của bánh răng.
t - tổng số giờ vàm việc ( tuổi thọ ) của bánh răng.
t = ( số giờ / 1ca ) ( số ca / 1 ngày ) ( số ngày làm việc / 1 năm ) số năm làm việc
= 6.1.260.7 = 10920 giờ .
Ntđ = 60.u.n.t.
Bánh 1 Bánh 2
Ntđ = 60.1.127,5.10920 = 83603520 > 107 = N0 Ntđ = 60.1.29.10920 = 19000800 > 107 = N0
N = 1
N = 1
K’ K’
tx :
N
N
tx =
Ứng suất tiếp xúc cho phép
Bánh dẫn 1 0Ntx . K’ Bánh bị dẫn 2 tx = 0Ntx . K’
2,6.HB.1 2,6.HB.1
=2,6.220=572 =2,6.220=572
b. Ứng suất uốn cho phép .
.6,1
.
'' . K N
1
'' K N
- Khi bánh răng quay 1 chiều :
u
u
).6,14,1( Kn .
1 . Kn
Chọn
1
b).45,04,0(
Trong đó : - là giới hạn mỏi uốn đối với thép.
1 = 0,45.
b
→Chọn
1 = 0,45.560 = 252
1 = 0,45.480 = 216
Bánh dẫn 1 Bánh bị dẫn 2
K = 1,8 – là hệ số tập trung ứng suất ở chân răng của thép thường hoá .
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 21
================
n =1,5 – là hệ số bền dự trữ của thép cán thường hoá.
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
''
6
0
10.5N
NK = 6
0
tdN là số chu kì ứng suất tương đương đã tính ở mục trên.
N tdN
, ,
6
6
6
63,0
8,0
'' NK 1
'' NK 2
10.5 83603520
6 10.5 19000800
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 22
================
Bánh dẫn 1 Bánh bị dẫn 2
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
u :
Vậy ứng suất uốn cho phép là
63,0.
08,94
8,0.
4,102
Bánh dẫn 1 Bánh bị dẫn 2
2mm )
2mm )
u
u
.6,1 252 8,1.5,1
.6,1 216 8,1.5,1
( N/ ( N/
c. Ứng suất quá tải cho phép .
.5,2
txqt
Ntx
0
2mm ) .
txqt = 2,5.572 = 1430 ( N/
2mm ) .
:
txqt = 2,5.494 = 1235 ( N/
ch
uqt
2mm ) .
2mm ) .
- Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép : Vì HB 350 1 + Bánh 1 : 2 + Bánh 2 :
.8,0 1uqt = 0,8.280 = 224 ( N/ 2uqt = 0,8.230 = 192 ( N/
- Ứng suất uốn quá tải cho phép : Vì HB 350 + Bánh 1 : + Bánh 2 :
sbK .
5,13,1
K
4,1
3. Chọn sơ bộ hệ số quá tải trọng
sbK
K sb
2
sb 1
Chọn hệ số quá tải trong : . Vậy ta chọn
4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng .
A
b A
- Bộ truyền bánh răng trụ :
A = 0,4.
Ta chọn
5. Xác định khoảng cách trục A .
2
2
6
6
Giá trị của A được xác định theo điều kiền bền tiếp xúc :
A
( i
).1 3
).14,4( 3
.
10.05,1 494 .4
12,14.4,1 3,1.29.12.4,0
10.05,1 i . tx
NK . sb . ' . n A 2
= = 270,8 ( mm ).
Trong đó: θ’ = 1,3 – Hệ số phản ánh khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh
răng nghiêng so với bánh răng thẳng.
6. Chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng .
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 23
================
- Vận tốc vòng của bánh răng :
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
67,0
nd . . 1 1 4 10.6
nA .2 . . 1 4 10.6 .( i )1
.14,3.2 10.6
.4,253 6,127 4 )14,4.(
Căn cứ vào V = 0,67 m/s tra bảng 31[1] chọn cấp chính xác chế tạo là cấp 9.
V = ( m/s ) .
7. Xác định chính xác khoảnh cách trục A .
- Xác định chính xác hệ số tải trọng K:
tt KK .
d
K =
ttK = 1-hệ số tập trung tải trọng
Vì : HB < 350 , V <15 (m/s ) , tải trọng tĩnh .
dK = 1,45 – hệ số tải trọng động tra bảng 33[1].
Khoảng cách chính xác trục A =
Chọn cấp chính xác chế tao 9
270
.8, 3
9,273
K A . 3 sb K
45,1 4,1
sb
( mm ).
8. Xác định mô đun , số răng , chiều rộng và góc nghiêng răng của bánh răng .
- Trị số mô đun m :
Chọn m = 5.
m = ( 00,1 00,2 ).A . Ta chọn chọn m = 0,018.A = 0,018.273,9 = 4,9302.
.2
cos
cos
20
0
,19
072
- Số răng Z.
1Z =
1Z = 20.
.2 im .(
A
)1
274 )14,4.(4
Z
20.4,4
.88
+ Số răng bánh dẫn .
Zi . 1
2
+ Số răng bánh bị dẫn Chọn Z2 = 88.
Z
2
cos
98,05
10
nm
Z 1 A 2
20 .2
88 274
- Tính chĩnh xác góc nghiêng răng :
- Chiều rộng bánh răng b.
AA. = 0,4.274 = 109,6 ( mm ).
b =
Chọn b1 = 115 mm, b2 = 110 (mm).
9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng .
u
u
6 .10.1,19 . NK 2 '' bnZmy . . ..
Kiểm tra theo công thức: , với y là hệ số dạng răng(bảng 36[1]).
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 24
================
Trong đó :
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
''
6,1
- Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng
nghiêng so với bánh răng thẳng.
Hệ số dạng răng y được tính theo phương pháp nội suy, dựa vào số răng tương đương.
21
92
Ztđ
Ztđ
20 3
88 3
Z 3 cos
cos
10
Z 3 cos
cos
10
Bánh dẫn 1 Bánh dẫn 2
y
y
25
20
,0
3994
y
y
21
20
5
6 56,13.4,1.10.1,19
77
08,94
+ Bánh răng 1 :
2mm ) Thoả mãn .
u
u
1
,0
3994
2 .20.5.
127
.6,
6,1.115
( N/
y 100
y 80
12
,0
5146
y 92
y 80
20
6,53
+ Bánh răng 2 :
2mm )
2mm ) Thoả mãn .
u 2
u
2
6 58,13.4,1.10.1,19 ,0 29.88.5.
5146
( N/ = 102,4 ( N/
K
.
10. Kiểm nghiệm bánh răng theo quá tải đột ngột .
.
txqt
qt
txqt
tx
Theo điều kiện :
. K
uqt
u
qt
uqt
.
u và
tx là giá trị ứng suất uốn và tiếp xúc của bộ truyền tính theo tải
Trong đó:
u đã xác định ở phần trên)
77
1
trọng danh nghĩa(
6,53
2
u u
3
6
6
NK .
i
.
.
Ta có :
2mm ).
tx
10.05,1 4,4.3,256
12,14.45,1.14,4 127
.95
6,
10.05,1 iA .
3 .1 nb .
2
M
K
= ≈ 480 ( N/
qtK = 2,3 .
qt
ma M
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 25
================
. Tra bảng 3[1] ta được
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
3,2.480
2mm ) Thoả mãn .
2mm ) <
+ Vậy ≈ 728 ( N/
txqt = 1235 ( N/
txqt
3,2.77
1,177
2mm ) Thoả mãn .
uqt 1
3,2.6,53
28,123
+ ( N/ ( N/
2mm ) Thoả mãn .
2mm ) < uqt 2mm ) <
uqt
2
( N/ ( N/
216 1 184 2
uqt
11. Xác định các thông số hình học của bộ truyền .
Z
Z
20
88
1
2
A
5.
17,274
(9,273
mm
)
Tên thông số Công thức xác định
A sb
m n
2
2
Khoảng cách trục
Mô đun ăn khớp pháp mn = 5
Chiều cao răng h = 2,25.m = 2,25.5 = 11,25.5 (mm)
Chiều cao đầu răng hđ = mn = 5 (mm)
Độ hở hướng tâm C = 0,25.mn = 1,25 (mm)
0
Zmn . 1 cos
5.20 10
cos
= 101,5 (mm) dc1 = Đường kính vòng
0
Zmn . 2 cos
5.88 10
cos
chia = 446,8 (mm) dc2 =
Đường kính vòng lăn d1 = dc1 = 101,5 (mm)
Đường kính vòng Di1 = dc1 - 2mn – 2C = 89 (mm)
chân răng Di2 = dc2 - 2mn -2C = 434,3 (mm)
Đường kính vòng De1 = dc1 + 2mn = 111,5 (mm)
đỉnh răng De2 = dc2 + 2mn = 456,8 (mm)
12. Tính lực tác dụng .
2/
.2
9998
6,
- Lực vòng p :
p 1
p 2
M x d
2.1014858 2.5,101
( N ).
rp :
0
9998
p
p
3695
- Lực hướng tâm
r
1
r
2
tgp . cos
n
.6, cos
tg 20 0 10
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 26
================
( N ).
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
II. KIỂM TRA BÔI TRƠN .
PHẦN 3 :THIẾT KẾ TRỤC
Trình tư thiết kế:
1.Chọn vật liệu. -Chon thép C45 tôi cải thiện.
(400
2mmN /
).
ch
750 (
2mmN /
)
b
Đường kính d = 100 mm.
HB = 220.
C
3.
2.Tính sơ bộ trục.
d sb
N n
-Trong đó :
N _ là công suất truyền ( KW ).
n_ là số vòng quay của trục ( v/ ph ).
C_ là hệ số tính toán , ta chọn C = 120.
.120 3
Khi đó :
Id
86,14 1460
120 . 3
- ≈ 26 mm.
IId
12,14 5,361
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 27
================
- ≈ 40,7 mm.
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
.120 3
IIId
56,13 6, 127
120 . 3
- ≈ 56,8 mm.
IVd
58,13 29
120 . 3
- ≈ 93 mm.
Vd
46,11 29
- ≈ 88 mm.
1B = 19 mm ;
3 . Tính gần đúng.
a . Chọn sơ bộ ổ. 30 mm ; sbId
2B = 25 mm ; D = 100 mm.
sbIId
45 mm ;
sbIIId
3B = 31 mm ; D = 130 mm.
60 mm ;
sbIVd
4B = 45 mm ; D = 200 mm
95 mm ;
sbVd
5B = 40 mm.
90 mm ;
b . Phác thảo kết cấu hộp giảm tốc. - Các thống số cơ bản:
+ Khoảng cách từ chi tiết quay tới thành trong của hộp a = 10 mm.
+ Khoảng cách giữa các chi tiết quay c = 10 mm.
+ Chiều dày thân hộp = 10 mm.
+ Khoảng cách từ cạnh ổ tới thành trong của hộp 2l = 5 mm.
+ Chiều cao của lắp và đầu bu long 3l = 20 mm.
d .2,1
70.2,1
84
mm .
+ Khoảng cách từ lắp ổ tới mặt cạnh của chi tiêt quay ngoài hộp 4l = 20 mm.
.4,15 l d
sbIV
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 28
================
+ Chiều dày phần may ơ lắp với trục
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
c . Xây dựng sơ đồ tính toán trục .
- Trục II : Dựa vào sơ đồ phác thảo hộp giảm tốc ta vẽ được sơ đồ tính toán trục.
Xác định chiều dài trục và khoảng cách đặt các lực:
ltrục=1/2Bđai+l4+l3+B3+l23+a+b2+c+b1+c+b2+a+l23+1/2B3
=0,5.112+20+20+45+5+10+115+10+90+10+115+10+5+0,5.45=533,5(mm).
l1=118,5(mm).
5056
(5,
PN ),
1840
(4,
N
).
P 2
P 1
r 1
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 29
================
l2=l3= 207,5(mm).
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
Tính phản lực tại các gối:
Giả sử các phản lực đặt tại B và D có chiều như hình vẽ trên:
m
0
)
R
0
2528
(25,
N
)
Lấy mô mem đối với tại B và D:
Bx
lR ( Dx 2
l 3
lP . 2
Dx
. lP
2 l 3
l 2
.
RP
2528
(25,
N
)
Vậy chiều giả sử đúng.
R Bx
Dx
m
0
R
)
R
0
197
(5,
N
)
By
lR . đ 1
lP . r 2
l .( 2
l 3
Dy
Dy
lR . đ 1 l
2
lP . r 2 l 3
.
5952 N
(3,
)
R By
R đ
RP r
yD
Vậy chiều giả sử đúng.
Sau khi tính toán được phản lực ta tiến hành vẽ biểu đồ nội lực theo phương
pháp mặt cắt (được biểu đồ như hình vẽ):
Xác định đường kính trục:
Dựa vào sơ đồ lực ta tính đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm, đó là tiết
diện B và C:
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 30
================
- Tại C :
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
2
2
2
uy
x
M
75,0
M
2 40981
2 524611
.75,0
2 240183
3
3
3
(2,35
mm )
d
M .1,0
50.1,0
tđ
M ux 1,0
2
2
2
2
uy
x
M
75,0
M
2 463856
.75,0
2 240183
3
3
3
d
(7,46
mm )
M .1,0
0 50.1,0
tđ
M ux 1,0
- Tại B :
Chọn d2 = 52 mm và chọn dổ = 50 mm.
Trục III .
Dựa vào sơ đồ phác thảo hộp giảm tốc ta vẽ được sơ đồ tính toán trục.
Xác định chiều dài trục và khoảng cách đặt các lực:
- Khoảng cách trục:
ltrục = 1/2B2+l22+a+b2+c+b1+c+b2+a+1/2B2+l22=415(mm).
- Khoảng cách đặt lực:
l4 = l1=1/2B2+l22+a+1/2b2= 95(mm).
l2=l3= 1/2b2+c+1/2b1= 112(mm).
Xác định điểm đặt phương chiều của các lực (Như hình vẽ).
Xác định phản lực tại gối đỡ A và E : Giả sử chiều các phản lực đặt tại A và E
m
l
)
l
)
0
lP . 12
Ax
lP .( 1 1
2
lP .( 1 2
l 2
3
lR Ex
truc
0
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 31
================
như hình vẽ, ta viết phương trình cân băng mô mem tại A hoặc E:
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
l
)
)
. lP 12
.( lP 1 1
( lP 2 1
l 2
l 3
7470
(35,
N
)
R
R Ex
Ax
2 l truc
m
l
)
)
0
lP . 12
Ay
P a
2
l .(1Pr 1
2
lP .( 1 2 r
l 2
l 3
P a
2
lR Ey
truc
0
d c 1 2
d c 1 2
)
)
. lP 12
.( lP 1 1 r
( lP 2 1 r
l 2
l 3
2774
(8,
N
)
R
R Ey
Ax
l 2 l truc
Vậy chiều giả sử đúng.
Vậy chiều giả sử đúng.
Sau khi tính toán được phản lực ta tiến hành vẽ biểu đồ nội lực theo phương
pháp mặt cắt (được biểu đồ như hình vẽ):
Xác định đường kính trục:
Dựa vào sơ đồ lực ta tính đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm, đó là tiết
diện B và C:
2
2
2
uy
x
M
75,0
M
2 425255
.75,0
2 507428
3
3
3
(9,48
mm
)
d
2 3444762 50.1,0
M .1,0
tđ
M ux 1,0
- Tại C :
2
2
2
uy
x
M
75,0
M
2 448285
2 709683
.75,0
2 507428
3
3
3
d
(7,46
mm
)
M .1,0
50.1,0
tđ
M ux 1,0
- Tại B :
Chọn d3 = 55 mm chọn dổ = 50 mm.
Trục IV: Dựa vào sơ đồ phác thảo hộp giảm tốc ta vẽ được sơ đồ tính toán trục.
Xác định chiều dài trục và khoảng cách đặt các lực:
- Chiều dài trục:
ltrục=1/2B3+l23+a+b2+c+b1+c+b2+a+l23+1/2B3=415 mm.
l2=1/2b2+c+b1+c+1/2b2=225 mm.
l1=l3=1/2B3+l23+a=1/2b2=95 mm.
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 32
================
Xác định điểm đặt các lực (như hình vẽ).
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
=3695
=3695
=9998,6
=9998.6 =3639
AXR =9998,6
949867
812925.6
351025
4467374
2233687
Xác định phản lực tại ổ A và D:
Giả sử chiều phản lực tại ổ A và D đặt như hình vẽ:
m
0
.
)
.
Ay
. lP 13 r
P a
( lP 3 1 r
l 2
P a
3
. lR Dy
truc
3
d 3 c 2
d 3 c 2
l
)
2
P r
3
3695 (
N
)
.
R Dy
l 2( 1 l truc
R
R
3695 (
N
)
. Vậy chiều giả sử đúng.
P y
Dy
Ay
0
.
m
l
)
0
lP . 13
Ax
lP .( 1 3
3
lR . Dx
truc
0
)
l 3
9998
(6.
N
)
.
R Dy
lP 2( 1 3 l truc
. Vậy chiều giả sử đúng.
R
R
9998
(6,
N
)
P x
Dx
Ax
0
.
Sau khi tính toán được phản lực ta tiến hành vẽ biểu đồ nội lực theo phương
pháp mặt cắt (được biểu đồ như hình vẽ):
Xác định đường kính trục:
Dựa vào sơ đồ lực ta tính đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm, đó là tiết
diện B và C:
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 33
================
- Tại B:
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
2
2
2
2
uy
x
M
75,0
M
2 812952
2 849867
.75,0
2233687
3
3
3
(3,93
mm
)
d
50.1,0
M .1,0
tđ
M ux 1,0
2
2
2
uy
x
M
75,0
M
2 812952
2 949867
.75,0
2 4467374
3
3
3
(2,77
mm
)
d
50.1,0
M .1,0
tđ
M ux 1,0
- Tại C:
Chọn d4=95 mm ; dổ=90 mm.
4 . Kiểm nghiệm trục .
a . Định kết cấu . Ta chọn then bằng .
o Trục II : Đường kính : d = 52 mm .
- Tra bảng 52a[1] Ta có: Chiều dài then : l = 0,8.d = 0,8.52 = 41,6 mm.
Chiều rộng then : b = 16 mm.
Chiều cao then lắp trong rãnh trục : t = 6,5 mm
2
2
(16,34
mmN /
)
150 (
mmN /
)
- Điều kiện bền dập :
d
d
M .2 x .. tld
.2 240183 6,41.5,6.52
Thỏa mãn .
2
2
(9,13
mmN /
)
(120
mmN /
)
- Điều kiện bền cắt:
t
t c
c
M .2 x .. bld
.2 240183 6,41.16.52
Thỏa mãn .
o Trục III : Đường kính : d = 55 mm .
- Tra bảng 52a[1] Ta có: Chiều dài then : l = 0,8.d = 0,8.55 = 44 mm.
Chiều rộng then : b = 16 mm.
Chiều cao then lắp trong rãnh trục : t = 6,5 mm
2
2
(5,64
mmN /
)
(150
mmN /
)
- Điều kiện bền dập :
d
d
M .2 x .. tld
.2 507428 44.5,6.55
Thỏa mãn .
2
2
t
(2,26
mmN /
)
120 (
mmN /
)
- Điều kiện bền cắt :
t
c
c
M .2 x .. bld
.2 507428 44.16.55
Thỏa mãn.
o Trục IV : Đường kính : d = 95 mm .
- Tra bảng 52a[1] Ta có: Chiều dài then : l = 0,8.d = 0,8.95 = 76 mm.
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 34
================
Chiều rộng then : b = 28 mm.
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
Chiều cao then lắp trong rãnh trục: t = 10,3 mm
2
2
(1,120
mmN /
)
150 (
mmN /
)
- Điều kiện bền dập :
d
d
M .2 x .. tld
.2 4467374 76.3,10.95
Thỏa mãn .
2
2
t
(2,44
mmN /
)
(120
mmN /
)
- Điều kiện bền cắt :
t
c
c
M .2 x .. bld
.2 4467374 76.28.95
Thỏa mãn.
. nn
t
n
b . Kiểm nhiệm trục theo hệ số an toàn .
n
n
2 n
2 t
Hệ số an toàn được kiểm nghiệm theo điều kiện : ,
ta chọn n = 2,5 .
1
Trong đó:
n
.
. m
K .
t
1
- Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp.
n
t
t .
. t mt
K t .
t
- Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp.
1 ,
1 - Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng có thể nhận
2
t
)3,02,0(
.3,0
800
240 (
mmN /
).
Trong đó:
1
b
2
)5,04,0(
.5,0
800
400 (
N
/
mm
).
1
b
a ,
a - Biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện trục.
gần đúng:
u
min
max
a
M W u
0
m
Ở đây ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng.
max
a
M x 2 0 W
0
m
Ứng suất thay đổi theo chu kì mạch động(1 chiều).
m ,
m
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 35
================
Trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp.
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
uW ,
0W - Là mô men cản uốn và xoắn của tiết diện trục trụ tròn.
Trục có khoét rãnh làm then dựa vào bxh, tra bảng 56[1] hoặc tính theo công thưc
3
2
3
2
t
)
t
)
sau:
Wu
W 0
d 32
( dbt 2
d
d 16
( dbt 2
d
; .
,
- Hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước tuyệt đối đến sưc bền mỏi. Giá trị của
- Hệ số tăng bền bề mặt trục , ở đây không dùng biện pháp tăng bền nên =1.
K ,
K - Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, giá trị được tra bảng
chúng được tra theo bảng 57[1].
59,60,61,62[1].
2
2
2
uy
M
M
2 463856
u
6,39
Trục II .
a
2
)5,6
463856 11727
M W u
ux W u
3 52 32
0 52(5,6.16 52.2
.
4,9
a
3
2
)5,6
240183 25524
M x W 0
240183 52(5,6.16 52.2
52 16
78,0
71,1
.
67,0
7,1
K K
.5,0
800
5,0
b
6,4
n
06,39
m
a
71,1 78,0.1
.3,0
800
K 3,0
b
10
n
04,9
m
a
7,1 67,0.1
n
2,4
5,2
d=52 mm → và Tra bảng 57,59[1].
n
10.6,4 2
2
2
6,4
10
K nn . 2 n
n
→Thỏa mãn.
2
2
uy
M
M
u
5,61
Trục III.
a
2
)1,7
839410 13660
M W u
ux W u
2 709683 3 55 32
2 448285 55(1,7.18 55.2
9,16
.
a
2
)1,7
507429 29985
M x W 0
507429 55(1,7.18 55.2
3 55 16
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 36
================
.
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
78,0
71,1
67,0
7,1
K K
.5,0
800
5,0
b
3
n
05,61
m
a
71,1 78,0.1
.3,0
800
K 3,0
b
6,5
n
09,16
m
a
7,1 67,0.1
n
65,2
5,2
d=55 mm → và Tra bảng57,59[1].
n
2
2
K nn . 2 n
n
6,5.3 2 3
6,5
→Thỏa mãn.
2
2
uy
M
M
u
17
Trục IV .
a
2
)3,10
1250255 73240
M W u
ux W u
2 949867 3 95 32
2 812952 95(3,10.28 95.2
4,28
.
a
2
)3,10
4467374 157370
M x W 0
4467374 95(3,10.28 95.2
3 95 16
7,0
71,1
.
59,0
7,1
K K
5,0
800
b
6,9
n
17
0
m
a
.5,0 71,1 7,0.1
K 3,0
.3,0
800
b
9,2
n
04,28
m
a
7,1 59,0.1
n
8,2
5,2
d=55 mm → và Tra bảng57,59[1].
n
9,2.6,9 2
2
2
K nn . 2 n
n
6,9
9,2
→Thỏa mãn.
c . Kiểm nghiệm trục về quá tải .
.8,0
.
qt
2 uqt
.3 2 t qt
qt
ch
Kiểm nghiệm theo điều kiện :
uqt ,
uqt là ứng suất pháp và tiếp tại tiết diện nguy hiểm của trục ứng với
Trong đó :
(360
450
.8,0
N
/
2mm
).
mô men truyền đông là Mqt=Kqt.M. Giá trị Kqt xác định như trong kiểm tra quá tải
của bộ truyền bánh răng. qt
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 37
================
Trục II .
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
.3,37
2mm ).
qt
M u max 3 .1,0 d
524612 3 52.1,0
t
5,8
( N/
2mm ).
qt
3
M x .2,0 d
240184 3 52.2,0
2
( N/
2 3,37
5,8.3
2mm ).<
qt
≈ 40 ( N/ Thỏa mãn .
qt
.7,42
Trục III .
2mm ).
qt
M u max 3 .1,0 d
709683 3 55.1,0
t
2,15
( N/
2mm ).
qt
3
M x .2,0 d
507429 3 55.2,0
2
2
7,42
2,15.3
2,50
( N/
2mm ) <
qt
qt
67,9 ( N/ Thỏa mãn .
11
Trục IV .
2mm ).
qt
M u max 3 .1,0 d
949867 3 95.1,0
t
1,26
( N/
2mm ).
qt
3
M x .2,0 d
4467374 3 95.2,0
2 11
2 1,26.3
( N/
2mm ) <
46,5 ( N/ Thỏa mãn .
qt
qt
62,4
5,2
IIn
65,2
5,2
IIIn
9,2
5,2
IVn
Trục đủ cứng không phải kiểm tra
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 38
================
d . Kiểm nghiệm trục về độ cứng . Hệ số an toàn :
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
PHẦN 4 : THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC
I . Gối đỡ trục II .
1 . Chọn loại ổ lăn : Ta chọn ổ lăn là loại ổ bi đỡ 1 dãy , đảm bảo cố định trục theo 2 chiều .
2
2
2
2528
55,
5952
2 3,
R
R
2 . Xác định tải của ổ . - Tải trọng tại ổ .
R B
BX
BY
2
2
2
2528
2 55,
5,197
R
R
= = 6467 N .
R D
DX
DY
= = 2536 N .
R B
R D
, Ta tính gối đỡ B .
- Tải trọng tương đương của ổ .
Q
(
). KKmA
.
.
. KR V B
t
d
.
Trong đó :
VK là hệ số vòng quay của ổ . Vòng trong quay :
VK = 1 ( bảng 67[1] ).
m – Hệ số chuyển đối tải trong dọc trục hướng về tâm tra bảng 67[1].
0
t
1000
C
.1
A là tải trọng dọc trục : A = 0 .
tK là hệ số ảnh hưởng nhiệt độ : Chọn
tK
dK là hệ số tải trọng động . Tải trọng tĩnh không va đập :
dK = 0 .Bảng 70[1].
. KKKRQ
.
.
Bảng 69[1].
B
V
t
d
R B
= 6467N = 646,7 (daN ) .
3,0).
- Tải của ổ được tính theo hệ số khả năng làm việc C :
.( hnQCt
. Trong đó :
IIn = 361,5 ( n/ph ) .
n là số vòng quay của ổ :
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 39
================
h là số giờ làm việc của ổ ( tuổi thọ của ổ ) : h = 10920 giờ .
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
646
.(7,
.5,361
10920 )
3,0
61603
tC
C
b C
t
IId = 52 mm . Ta chon ổ bi 310 (cỡ trung ) . Thỏa mãn điều kiện :
72000
61603
3 . Chọn kích thước ổ lăn . Theo điều kiện . Tra theo bảng 71 .
C b
C t
.
Ổ có : Đường kính ngoài D = 110 mm . Chiều rộng B = 27 mm .
II . Gối đỡ trục III .
1 . Chọn loại ổ lăn : Ta chọn ổ lăn là loại ổ bi đỡ 1 dãy , đảm bảo cố định trục theo 2 chiều .
2
2
2
2
2 . Xác định tải của ổ . - Tải trọng tại ổ .
2774
8,
7470
35,
R
R
R
R
A
E
AX
AY
= = 7969 N .
Ta tính gối đỡ A .
- Tải trọng tương đương của ổ .
ARQ
. = 7969 N = 796,9 (daN ) .
- Tải của ổ được tính theo hệ số khả năng làm việc C :
IIIn = 127,6 ( n/ph ) .
796
127(9,
.6,
10920 )
3,0
55543
tC
C
n là số vòng quay của ổ :
b C
t
IId = 55 mm . Ta chon ổ bi _ 310 (cỡ trung ) . Thỏa mãn điều kiện :
72000
55543
3 . Chọn kích thước ổ lăn . Theo điều kiện . Tra theo bảng 71 .
C b
C t
.
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 40
================
Ổ có : Đường kính ngoài D = 110 mm . Chiều rộng B = 27 mm .
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
III . Gối đỡ trục IV .
1 . Chọn loại ổ lăn : Ta chọn ổ lăn là loại ổ bi đỡ 1 dãy , đảm bảo cố định trục theo 2 chiều .
2
2
2
2
3695
9998
6,
2 . Xác định tải của ổ . - Tải trọng tại ổ .
R
R
R
A
AX
AY
2
2
2
2
= = 10659 N .
3695
9998
6,
R
R
R
D
DX
DY
R
= = 10659 N .
A R D
, Ta tính gối đỡ A .
- Tải trọng tương đương cua ổ .
ARQ
. = 10659 N = 1065,9 (daN ) .
- Tải của ổ được tính theo hệ số khả năng làm việc C :
IIIn = 29 ( n/ph ) .
1065
.29.(9,
10920 )
3,0
47635
tC
n là số vòng quay của ổ :
C
b C
t
IVd = 95 mm . Ta chon ổ bi 318 (cỡ trung ) . Thỏa mãn điều kiện :
3 . Chọn kích thước ổ lăn . Theo điều kiện . Tra theo bảng 71 .
170000
47635
C b
C t
.
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 41
================
Ổ có : Đường kính ngoài D = 190 mm . Chiều rộng B = 43 mm .
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
PHẦN 5 :THIẾT KẾ KHỚP NỐI
TRÌNH TỰ THIẾT KẾ NỐI TRỤC .
1 . Chọn kiểu loại lối trục . Theo điều kiện làm việc của hệ thong và các đặc tính kĩ thuật nối trục vào theo sự
thống nhất thiết kế ta chọn nối trục đĩa.
2 . Xác định mô men xoắn tính toán . Mô men xoắn tính của nối trục được xác định theo công thức :
M
MK .
6 .10.55,9
.
xt
x
NK . n
xM là mô men xoắn danh nghĩa .
Trong đó :
K là hệ số tải trọng động : K = 1,2 ( Bảng 78[1] ) .
N Công suất cần truyền qua trục .
.2,1
4332307
5198768 (
Nmm )
5199 (
Nm
).
M xt
n là tốc độ quay của trục .
3 . Chọn và kiểm tra trục tiêu chuẩn . Với Mxt = 5199 Nm chọn nối trục đĩa tiêu chuẩn với các thông số sau:
d = 88 mm.
D = 300 mm.
l = 180 mm.
L = 400 mm.
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 42
================
6 bu lông M22.
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
4 . Kiểm nghiệm điều kiện xoắn của ống và điều kiện bền cắt của chốt . Kiểm nghiệm tại các khâu yếu nhất đó là bu lông và then.
a. Bu lông: Do lắp có khe hở nên ta kiểm tra bền bu long theo công thức:
tđ
k
bl
.3,1.4 V 2 d
V
Trong đó :
. Fk fi .
-Lực xiết bu lông.
k – Hệ số an toàn lấy k = 1,3.
224 (
280
.8,0
2mmN /
)
i – Số bề mặt tiếp xúc của mối ghép (i = 1).
.8.0 ch
xt
F
- Ứng suất kéo cho phép của bu lông. f – Hệ số ma sát lấy f = 0.2. k
M 2 ZD 0
- lực tác dụng lên 1 bu lông.
Z là số bu lông.
td
2
bl
bl
bl
3,1.4 V 2 d .
..3,1.4 Vk 2 .. d fi
2..3,1.4 Mk xt .. d DZfi . . 0
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 43
================
Vậy
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
.2.3,1.4
5198768
2
2
(203
mmN /
)
224 (
mmN /
)
k
2 .2,0.1.22.14,3
6.190
→Thỏa mãn.
b. Then bằng: d = 88 mm → Ta chọn then bằng với các thong số sau :
- b = 28 mm.
- t = 10,3 mm.
- l = 80 mm.
Kiểm tra theo điều kiện bền dập và bền cắt.
2
2
119 (
mmN /
)
(150
mmN /
)
+ Theo điều kiện bền dập:
d
d
M 2 xt .. ltd
.2 4332307 3,10.80.88
.Thỏa mãn.
2
2
(44
mmN /
)
120 (
mmN /
)
+ Theo điều kiện bền cắt:
c
c
M 2 xt lbd ..
.2 4332307 80.28.88
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 44
================
. Thỏa mãn.
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
MỤC LỤC
TÀI LIỆU THAM KHẢO :
1 . PTS . Phạm Hùng Thắng _ Giáo trình hướng dẫn thiết kế đồ án môn học Chi
Tiết Máy .
Nhà xuất bản Nông Nghiệp TP. Hồ Chí Minh _ 1995 .
2 . Trần Hữu Quế _ Vẽ Kĩ Thuật Cơ Khí _ Tập Một .
Nhà xuất bản Giáo Dục .
3 . Trần Hữu Quế _ Đặng Văn Cớ _ Nguyễn Văn Tuấn : Vẽ Kĩ Thuật Cơ Khí _
Tập hai .
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 45
================
4 . Tập bản vẽ Chi Tiết Máy .
