BTL CHI TIẾT MÁY BÁCH KHOA HCM

1 ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HỒ CHÍ MINH TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA KHOA CƠ KHÍ BÁO CÁO BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY Đề tài 1 – Phương án 6 GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN BÙI TRỌNG HIẾU LỚP L03 Họ và tên Trần Đình Thành MSSV.

Thiết kế bộ truyền đai

Thông số đầu vào: Công suất P = 11,5537kW; số vòng quay bánh dẫn n140 vg/ph; tỉ số truyền là u=2,552; tải va đập nhẹ

Theo hình 4.22 tr167 tài liệu [1], với công suất đầu vào là 11,5527kW và số vòng quay là 1740 vg/ph ta chọn đai thang loại B với các thông số:

2 Tính đường kính bánh đai nhỏ�� Đường kính bánh dẫn�1 = 1,2��= 1,2.140 = 168�� Theo tiêu chuẩn chọn�1 = 160��

3 Chọn hệ số trượt tương đối�, tính d2

Chọn�= 0,01, đường kính bánh lớn:

Theo tiêu chuẩn chọn d2@0(mm)

Tính lại tỉ số truyền:

Sai lệch tỉ số truyền:

4 Xác định khoảng cách trục�và chiều dài đai

Chọn sơ bộ khoảng cách trục a, với u = 2,53 nội suy ta chọn�= 1,094�2 = 437,6 (mm)

Theo tiêu chuẩn chọn L 00mm Tính lại khoảng cách trục a:

Kiểm nghiệm a theo điều kiện:

5 Kiểm nghiệm tuổi thọ đai

Số vòng chạy đai trong 1s:

6 Tính góc ôm bánh đai nhỏ

Do  1 >120 nên thỏa điều kiên trượt trơn.

- Theo bảng 4.8, nội suy chọn [P0] = 3.37kW

Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai

Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc:

Hệ số xét đến ảnh hưởng tỷ số truyền:

Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng:

Vì làm việc 2 ca, va đạp nhẹ nên ta chọn C r 0,85

Hệ số xét đến ảnh hưởng đến chiều dài đai:

Hệ số xét đến ảnh hưởng đến chiều số dây đai, ta chọn sơ bộ C z 1

Theo bảng 4.8, nội suy chọn [P0] = 4,065 kW khi d0 , L0=2240, v,67, và đai loại B

8 Chiều rộng bánh đai và đường kính ngoài các bánh đai

Tra bảng 4.4 trg138 tài liệu [1] đối với đai thang B thì bp= 14; f = 12,5; B = 4,2

- Chiều rộng bánh đai:� = (�− 1)bp + 2.f = (3 − 1) 19 + 2.12,5 g(��) Đường kính ngoài các bánh đai:

9 Lực tác dụng lên các trục

- Lực căng ban đầu trên mỗi dây đai (đai thang nên�0 = 1,5Mpa)

- Lực tác dụng lên trục và ổ:

10 Ứng suất lớn nhất trong dây đai max 0 1

Bảng thông số thiết kế bộ truyền đai

Loại đai Đai thang thường loại B Đường kính bánh đai nhỏ d1(mm) 160 Đường kính bánh đai lớn d2(mm) 400

Góc ôm bánh đai dẫn� 1 130

Chiều rộng bánh đai B (mm) 67 Đường kính ngoài bánh đai nhỏ (mm) 168,4 Đường kính ngoài bánh đai lớn (mm) 498,4

III TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

- Tốc độ quay bánh dẫn: 681,8 (vg/ph )

- Momen xoắn trên bánh dẫn:153805,71( N mm )

1 Chọn vật liệu bánh răng.

Theo bảng 6.1 trang 92, vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn được chọn là thép C45 cải thiện Bánh dẫn có độ rắn 1 = 250, trong khi bánh bị dẫn có độ rắn 2 = 235 Giới hạn bền đạt 850 MPa và giới hạn chảy là 580 MPa.

2 Xác định ứng suất cho phép:

 Ứng suất tiếp xúc cho phép

 Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở

 Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

 Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở

 Ứng suất tiếp xúc cho phép của 2 bánh răng

 Ứng suất tiếp xúc cho phép đối với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Vậy điều kiện được thỏa.

3 Ứng suất uốn cho phép

• Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở

• Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

• Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở

• Ứng suất uốn cho phép của 2 bánh răng

4 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

Vì vị trí bánh răng đối xứng và� 1 ,� 2 < 350��nên��= 0,3 ÷ 0,4, chọn��= 0,4 Khi đó:

Theo bảng 6.4 tài liệu [1], chọn��= 1

Theo bảng 6.4 tài liệu [1] chọn� F� = 1,01

Theo tiêu chuẩn aw 0 (mm)

Theo tiêu chuẩn chọn�= 2,5mm

Xác định số răng, góc nghiêng�và hệ số dịch chỉnh�

• Xác định số răng Đối với bánh răng nghiêng, chọn trước�= 8° ÷ 20°

  Đường kính chia: d1=mz1/ cosβ =2,5.26/cos12,83 0 f,66 mm d2=mz2/ cosβ =2,5.130/cos12,83 0 33,32 mm Đường kính đỉnh răng: da1=d1+ 2m = 66,66 + 2.2,5q,66 mm da2=d2+ 2m 33,32+ 2.2,538,32 mm Đường kính đáy răng: df1=d1 - 2,5m = 66,66 - 2,5.2,5`,41mm df2=d2- 2,5 m 33,32- 2,5.2,527,07mm

Chiều rộng răng: bw2=Ψ ba a w2 =0,4.200mm

5 Tính vận tốc vòng và cấp chính xác.

Ta chọn cấp chính xác là 9

Lực tác dụng lên bộ truyền.

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn:

ZM là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp Trị số ZMtra trong bảng 6.5 tr96 [1] ta được Z M  274 MPa 1/3

Z là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.

Với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh��=��=��(��20°/

Z  - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

K   là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.7 tr98 [1]

K   là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng, với bánh răng nghiêng Tra bảng 6.14 tr107 [1]

K  là hệ số kể đến tải trọng đọng xuất hiện trong vùng ăn khớp, phụ thuộc vào v. Tra bảng Phụ lục 2.3[1]

    aw 0 mm : khoảng cách trục

T Nmm : momen xoắn trên bánh chủ động

U=5: tỉ số truyền dấu + dùng cho bánh răng ăn khớp ngoài, dấu – dùng cho bánh răng ăn khớp trong. bw= 80mm

Răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

7 Kiểm nghiệm ứng suất uốn: Để đảm bảo độ bền uốn cho răng:

K F - Hệ số tải trọng khi tính về uốn

 - hệ số kể đến sự trùng khớp răng, với   là hệ số trùng khớp ngang

Y  =1- /140=1-12,83/140=0,9 - Hệ số kể đến độ nghiêng của rang.

K F   là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.7 tr98 [1]

K   là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng, với bánh răng thẳng tra bảng 6.14[1]

K Fv là hệ số kể đến tải trọng đọng xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

Trong đó các hệ số  F 0,006và g o 73 tra bảng 6.15 6.16 tr107[1]

Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng nghiêng

Chiều rộng bánh răng b w1 85mm b; w2 80mm

Số răng của các bánh

Hệ số dịch chỉnh chiều cao răng x 1  0,5; x 2  0,5 Đường kính vòng chia d1f,66 mm ;d233,32 mm Đường kính đỉnh răng da1q,66 mm ;da238,32 mm Đường kính đáy răng df1= 60,41 mm; df2= 327,07 mm

IV THIẾT KẾ HAI TRỤC TRONG HỘP GIẢM TỐC

Momen xoắn trên các trục:

Chọn vật liệu chế tạo là thép C45 thường hóa có: Độ rắn 200 HB

Giới hạn chảy:��ℎ = 340 �� Ứng suất uốn cho phép:[σ] = 65 MPa Ứng suất xoắn cho phép:[τ] = 15 ÷ 30 MPa

2 Chọn sơ bộ đường kính trục

Chọn sơ bộ đường kính trục:

3 Xác định chiều dài các trục

Theo bảng 10.3 tài liệu [1] ta chọn được các khoảng cách:

Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong hộp giảm tốc hoặc giữa các chi tiết quay�1 = 8 15 ��

Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong hộp giảm tốc�2 = 5 15 ��

Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ� 3 = 10 20 ��

Chiều cao nắp ổ và đầu bulong:ℎ � = 15 20 ��

Từ đó ta xác định được chiều dài các trục:

Chiều dài của mayơ nối trục bánh đai:

��12 = (1,4 2,5)�1 = (1,4 2,5) 35 = (49 ÷ 87,5) = 50 �� Chiều dài mayơ bánh răng trụ dẫn:

Chiều dài mayơ nối với trục xích:��22 = 100 ��

Chiều dài mayơ bánh răng trụ bị dẫn:� �23 = 70 ��

Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền:

Momen do lực dọc trục gây nên:

Lực tác dụng lên trục bánh đai:� đ = 1505 �

Ta cóAB = BC = 53 mm; CD = 65,5 mm

Chọn tiết diện trục I: Ứng suất cho phép[σ] = 65 MPa

Momen tương ứng tại tiết diện j:

Với��và �� là momen uốn trong hai mặt phẳng vuông góc với nhau tại tiết diện j. Công thức tính đường kính trục tại tiết diện j:

� �� = � �� 2 + � �� 2 + 0,75 � 2 = 133199,65 � �� Đường kính trục xác định theo công thức:

Lực tác dụng của nối trục đàn hồi:

Biểu đồ momen trục II:

Chọn tiết diện trục II: Ứng suất cho phép[σ] = 65 MPa

� �� = � � 2 + 0,75 � � 2 ; � � = � �� 2 + � �� 2 Với��và �� là momen uốn trong hai mặt phẳng vuông góc với nhau tại tiết diện j.Công thức tính đường kính trục tại tiết diện j:

5 Kiểm tra trục về độ bền

5.1 Kiểm tra về độ bền mỏi

Trục vừa thiết kế được kiểm nghiệm độ bền mỏi theo công thức sau:

Trong đó:[�]- hệ số an toàn cho phép, lấy giá trị là 3, như vậy ta không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng.

��, �� - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn, xác định theo công thức sau:

� � � + � � � � Với giới hạn mỏi uốn của thép Cacbon (vật liệu chế tạo trục) là:

Giới hạn xoắn uốn là:

Trong đó:� � = 600 ��- giới hạn bền vật liệu.

��,��, ��, �� - biên độ và các giá trị trung bình của ứng suất.

Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng:

��, � �� = 0 Trong đó:�� là momen uốn tổng�� = �� 2 + �� 2

��là momen cản uốn được tính cho trục có 1 then:

2 �� Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động khi trục quay một chiều:

Trong đó:� � - momen xoắn tại tiết diện j.

�� - momen cản xoắn được tính cho trục có 1 then.

Với� 1 - chiều sâu rãnh then; b - chiều rộng then.

Từbảng 10.7tài liệu [1] với�� = 600 ��ta chọn được :

Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi được xác định là 0,05 Trong khi đó, hệ số tăng bền bề mặt theo phương pháp tăng bền Phun bi là 1,7, được tra cứu từ bảng 10.4 trong tài liệu [1].

��; �� - hệ số kích thước tra theobảng 10.10tài liệu [1]

� � = 1,76 ; � � = 1,54- hệ số xét đến ảnh hưởng của sự tập trung tải trọng đến độ bền mỏi, tra bảng 10.12 tài liệu [1] đối với trục có rãnh then.

Nhận xét:tất cả các hệ số an toàn trong bảng đều lớn hơn[s] = 3 Vậy các trục thỏa mãn điều kiện bền mỏi.

Để đảm bảo trục không bị biến dạng dẻo quá mức hoặc gãy do quá tải đột ngột, cần tiến hành kiểm nghiệm độ bền tĩnh của trục theo các tiêu chuẩn nhất định.

Trong đó:σ, τlà ứng suất uốn và xoắn Gía trị được xác định theo công thức sau: σ = M W max = 0,1.d M max 3 ;τ = T W max

0 = 0,2.d T max 3 σ = 0,8 σ ch = 0,8.340 = 272 MPa Trục I: σ = M max 0,1 d 3 = 353413,02 2 + 122287,96 2

Nhận xét:vậy các trục thỏa mãn về độ bền tĩnh.

6 Kiểm nghiệm độ bền then. Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt xác định theo công thức:

[� � ] = 100 ��- ứng suất dập cho phép theo bảng 9.5 tài liệu [1]

[� � ] = 60 90 ��- ứng suất cắt cho phép

Ta lập bảng kiểm nghiệm:

Dựa vào bảng số liệu, ta thấy��,�� đều nhỏ hơn độ bền dập và độ bền cắt cho phép.Vậy độ bền then được bảo đảm.

V THIẾT KẾ HAI CẶP Ổ LĂN TRONG HỘP GIẢM TỐC.

Số vòng quay ổ:�1 = 681,8 ��/�ℎ�� Đường kính vòng trong:d = 35 mm

Thời gian làm việc của ổ:L = 4 năm

Phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ A:

� �� = � �� 2 + � �� 2 = 2307,32 2 + 5884,89 2 = 6321,05 � Phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ C:

Chọn sơ bộ ở cỡ trung rộng, theo phụ lục bảng P2.11 tài liệu [1]:

Ký hiệu ổ d, mm D, mm B, mm α(o) C, kN �0, kN

Kiểm nghiệm khả năng tải trọng động:

Theo bảng 11.4 tài liệu [1], với ổ đũa côn: e = 1,5 tgα = 1,5 tg(11,17) = 0,3

Lực dọc trục hướng tâm sinh ra trên các ổ:

Do� �� > � �� ,� � > 0, tải trọng tính theo ổ A.

Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ A:

Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ C:

= 8294,8 � Tính toán theo ổ tại C do tải trọng lớn hơn

48 + 30 = 7359,59 � Thời gian làm việc tính theo giờ:

� � = 4.300.2.8 = 19200 ��ờ Thời gian làm việc tính theo triệu vòng quay:

L = �� 60 � 10 −6 = 19200.60.681,8 10 −6 = 785,43 (��ệ� �ò��)Khả năng tải động tính toán của ổ:

� �� = � � � VớiQ = QC; m = 10 3 (do ổ đũa côn)

�� = 61282,74 � < � = 71600 � Vậy ổ 7607 thỏa mãn điều kiện bền.

Kiểm tra khả năng tải tĩnh:

Theo bảng 11.6 với ổ đũa côn:

Theo công thức 11.19 khả năng tải tĩnh:

Vậy ổ thỏa khả năng tải tĩnh.

Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ G:

= 10238,05 �Tính toán theo ổ tại G do tải trọng lớn hơn

�� = 4.300.2.8 = 19200 ��ờ Thời gian làm việc tính theo triệu vòng quay:

L = � � 60 � 10 −6 = 19200.60.136,36 10 −6 = 157,09 (��ệ� �ò��) Khả năng tải động tính toán của ổ:

� �� = � � � VớiQ = QG ; m = 10 3 (do ổ đũa côn)

� �� = 41410,38 � < � = 148000 � Vậy ổ 7611 thỏa mãn điều kiện bền.

Thiết kế hai trục trong hộp giảm tốc