Phần 2 Đồ Án chi tiết máy

phần 2 đồ án chi tiết máy trường đại học bách khoa hà nội - các bạn có thể tham khảo dùng cả cho các trường khác nữa như công nghiệp thái nguyên, công nghiệp hà nội.....

PHẦN II: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN CƠ KHÍ

I.Thiết kế bộ truyền xích

1.Chỉ tiêu:

đảm bảo độ bền mòn khi dẫn động

2.Chọn loại xích:

Bộ truyền xích làm việc có thể xuất hiện các dạng hỏng: mòn bản lề và răng đĩa, con lăn bị rỗ hoặc vỡ, các má xích bị đứt vì mỏi, trong đó mòn bản lề là nguy hiểm nhất và là nguyên nhân chủ yếu làm mất khả năng làm việc của bộ truyền xích

Vì vậy chỉ tiêu tính toán cơ bản của bộ truyền xích là tính toán về mòn, xuất phát

từ điều kiện áp suất xinh ra trong bản lề không được vượt quá một giá trị cho phép

Với tải trọng, vận tốc thấp ( 1,2 m/s) ta dùng xích con lăn vì độ bền mỏi của xích con lăn cao, chế tạo không phức tạp Chọn xích một dãy vì dễ chế tạo

3.Xác định các thông số của bộ truyền xích và xích

3.1 chọn số răng đĩa xích

Từ dữ liệu u x=1,8 theo bảng 5.4 [1] ta chọn số răng đĩa nhỏ là 27

=>Số răng đĩa lớn là: z2=z1 u x=27.1,8=48,6<z max=120

=> z2= 48

3.2 Xác định bước xích

Bước xích P được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề Điều kiện đảm bảo về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng:

P t=P k k z k n ≤[P]

Trong đó:

P t là công suất tính toán (Kw)

P là công suất cần truyền (Kw)

[P] là công suất cho phép (Kw)

k z là hệ số răng:

k z=z01

z1=2527=0,93

k n là hệ số số vòng quay:

k n=n01

n1; chọn n01=200(v/ph);

n1=n III=105(v/ph)

k n=n01

n1=200105=1,9

k= k0 k a k dc k bt.k d k c

Trong đó

k o là hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền.

Theo bảng 5.6[1], chọn k0=1

k a là hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trụ và chiều dài xích k a=1(chọn a= 40p)

k dc là hệ số kể đến ảnh hưởng của lực căng xích

k dc=1 (điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích) theo bảng 5.6[1].

k bt=1,3là hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn ( do môi trường có bụi, bôi trơn loại II, theo bảng 5.6[1] )

việc 2 ca)

k d=1,2là hệ số tải

Thay vào ta có :

K= k0 k a k dc k bt .k d k c= ¿1.1.1.1,3.1,2.1,25 = 1.,95

P t=P K k z .k n=3,68.1,95.0,93.1,9= 8,6(kW)

Theo bảng 5.5 với n01=200 vg/ ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p= 31,75 mm thoả mãn điều kiện bền mòn :

P t ≤[P]=19,3(kW )

Trong đó :

P tlà công suất tính toán (kW)

P là công suất cần truyền (kW)

[P] là công suất cho phép (kW)

-Xác định khoảng cách trục a, số mắt xích

Khoảng cách trục

a=40p=40 31,75=1270 mm ;

Theo công thức (5.12)[1] số mắt xích

X=2.a

p+

(Z1+Z2)

(Z2−Z1)2 p

(4 π 2a)

=2.1270

31,75+

(27+48)

(48−27)2.31,75

Lấy số mắt xích chẵn X= 118, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13)[1] :

a¿

=0,25 p {xc−0,5(z2+z1)+√ [x c−0,15(z2+z1)2]−2 ¿ ¿ ¿

=0,25.31,75 {116−0,5 ( 48+27)+√ [116−0,15 (48+27)2]−2[( 48−27)

π ]2}

=623,1 (mm )

Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng

∆ a=0,003 a¿ =0,003.623,1=1,87(mm)

Do đó a = 623,1– 1,87=621,23(mm)

- Số lần va đập bản lề của xích trong 1s: theo (5.14)

i = (z¿¿1 n III)

15 X ≤[i]¿

Trong đó [i] - số lần va đập cho phép, 1/s, trị số trong bảng 5.9

i = 15.118,37(27.108) = 1,64 ≤ 25 (t/m)

3.3 : Kiểm nghiệm xích về độ bền

Với bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn,

- theo công thức (5.15)[1] : s = (k Q

d F t+F0+F v) ≥[s ]

- theo bảng 5.2[1] tải trọng phá hỏng Q = 88,5 kN, khối lượng 1 mét xích

q = 3,8kg

- k d- hệ số tải trọng động k d=1,2 (tải trọng mở máy bằng 2 lần tải danh nghĩa )

- v= z1 p n1

27.31,75.105

F t– lực vòng (N) ;F t=1000 P

v =

1000.3,68

F v – lực căng do li tâm sinh ra (N) ;F v=q v2=3,8.1,52=8,5(N )

F0 - lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra (N)

F0=9,81 kf .q a=9,81.4 9 629,53 10−3=2(N )

s = (1,2.2453+222,32+8,5)88500 = 27,88 ≥[s]=8,5

vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ độ bền

4 Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục

4.1 xác định các thông số của đĩa xích

- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức 5.18 [1]

σ H= 0,47√k r(F t k d+F vd) E

A k d

≤[σ H]

Trong đó:

[σ H]là ứng suất tiếp xúc cho phép Tra bảng 5.11 [1] với thép 45 tôi cải thiện có

[σ H] =600 (MPa)

F t là lực vòng, F t=2453 (N)

F vd là lực va đập trên m dãy xích (N), được tính theo công thức:

F vd=13.10−7.n1 p3 m=13 10−7.105 31,753.1=4,4(N )

k dlà hệ số tải trọng động Tra bảng 5.6[1] ta có k d=1,2

k r là hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào số răng z

k r=X =0,39

A là diện tích chiếu của bản lề (mm2), tra bảng 5.12[1] ta có A= 262 ¿ ¿)

k r=0,39

Thay vào ta có:

σ H= 0,47.√k r(F t k d+F vd)E

A k d =0,47√0,39(2453.1,2+4,4) 1,2 105

Vậy đĩa xích thoả mãn điều kiện tiếp xúc

Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định theo công thức (5.17) [1]:

d1= p

sin ⁡( π

z1)

sin ⁡( π

27)

= ¿ 273,5(mm)

d2= p

sin ⁡( π

z2)

sin ⁡( π

48)

= ¿ 485,45(mm)

d a 1=p [0,5+cot(z π1) ]=31,75.[0,5+cot(27π ) ]=287,5(mm)

d a 2=p [0,5+cot(z π2) ]=31,75.[0,5+cot(48π ) ]=500,3(mm)

d f 1=d1−2 r

Với r = 0,5025d1+0,05 Tra bảng 5.2[1] ta có kích thước xích ống d1=19,05

 r = 0,5025.19,05+0,05 = 9,62

d f 1=d1−2 r=273,5−2.9,62= 254,26 (mm)

d f 2= d2- 2r = 485,45 – 2 9,62 =466,71 (mm)

4.2 Xác định lực tác dụng lên trục

-Lực tác dụng lên trục được tính theo công thức (5.20)[1]

F r= F x F t

Trong đó:

k x Là hệ số kẻ đến trọng lượng của xích Do bộ truyền nghiêng 1 góc nhỏ hơn

40° so với phương nằm ngang nên k x=1,15

F rx=k x F t= 1,15.2453 = 2820,95 (N)

II Truyền động bánh răng

2.1 Bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng cấp nhanh

Số liệu ban đầu

u1= 4,35 n I = 1450 (v/ph)

P I= 3,97 (kW) n II = 333 (v/ph)

P II=3,82(kW )

T I= ¿26147 (N.mm)

2.1.1 Chọn vật liệu

Đây là bước quan trọng trong tính toán thiết kế chi tiết máy nói chung và bộ truyền bánh răng nói riêng

Ta thấy hộp giảm tốc ta thiết kế có công suất trung bình Vì vậy ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB≤ 350 Với loại vật liệu này bánh răng có độ rắn thấp và có thể cắt chính xác sau khi nhiệt luyện Cặp bánh răng này có khả năng chống mòn tốt và bánh răng được nhiệt luyện bằng thường hoá hoặc tôi cải thiện

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết

kế, ở đây chọn vật liệu làm bánh răng như nhau

Tra bảng 6.1 [1] ta chọn vật liệu như bảng:

Loại

bánh

răng

Loại thép

Nhiệt luyện thép

hạn bền

σ b

(MPa )

Giới hạn chảy

σ ch

(MPa)

Kích thước S,mm, Không lớn hơn

thiện

thiện

Vì theo kinh nghiệm ta chọn độ cứng HB của bánh nhỏ thường cao hơn bánh lớn

từ 10 ÷ 15 đơn vị

H1≥ H2+(10 ÷15 ) HB

 Chọn độ rắn HB bánh nhỏ : HB1=245

Chọn độ rắn HB bánh nhỏ : HB2=230

2.1.2 Xác định ứng suất cho phép

Gồm các ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H] và ứng suất uốn cho phép [σ F] được xác định như sau:

2.1.2.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

- Độ rắn bánh chủ động HB1=245

- Độ rắn bánh bị động HB2=230

- Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc: S h=1,1(tra bảng 6.2)[1]

- Ứng xuất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở: σ Hlim0 = 2.HB + 70 (MPa) (Tra bảng 6.2)

Theo công thức: [σ H¿ =σ Hlim0

S H Z R Z V K xH K HL (MPa )(2.1)[1]

Trong đó:

+ S H: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

+ Z R: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

+Z V: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

+K xH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Chọn sơ bộ: Z R Z V K xH=1

+K HL:Hệ số xét đến tuổi thọ

K HL=m H

√N HO

N HE

Với m H=6 (Khi HB≤ 350¿ => K HL=√6 N HO

N HE

+ N HO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc N HO=30.H2,4HB

+ N HE: số chu kì thay đổi ứng suất tương đương : N HE=60 c n t∑❑

 Trong đó: c,n,t∑❑: lần lượt số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

Với t∑❑= 2

3.8.

2

3.365,24=31146,67(h );c=1

Với bánh răng nhỏ ( bánh 1)

 N HO 1= ¿ 30.2452,4=16259974,39

(bánh 1 quay với n1= 1450(v p)

Bắt đầu từ N HO 1 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi Vì vậy khi tính

ra được N HE 1>N HO 1, lấy N HE 1=N HO 1 để tính do đó K HL1=1

 σ Hlim10 = 2.245+70 = 560 (MPa)

Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh nhỏ:

 [ σ H 1¿ =σ0Hlim1

S H Z R Z V K xH K HL1= 560

1,1.1 1=509,1 ( MPa)

Với bánh răng lớn ( bánh 2)

 N HO 2= ¿ 30.2302,4=13972305,13

(bánh 2 quay với n2=333(v

p)¿

Bắt đầu từ N HO 2 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song trục hoành tức là trên khoảng cách này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi vì vậy khi tính ra được N HE 2>N HO 2, ta lấy N HE 2=N HO 2 để tính, Do đó: K HN 2=1

 σ Hlim20 = 2.230+70 = 530 (MPa)

Vậy ứng suất tiếp xúc của bánh lớn là:

 [ σ H 2¿ =σ0Hlim1

S H Z R Z V K xH K HL2= 530

1,1 .1 1=481,83 (MPa )

 Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền bánh răng là:

[σ H¿ =[σ H 1]+[σ H 2]

509,1+ 481,83

Với [σ H]min=[σ H 2]=481,83(MPa)

 [σ H]<1,25.[σ H]min=1,25.[σ H 2]=1,25.481,83=602,29(MPa)

Chọn [σ H]=495,47 ( MPa)

Thoả mãn điều kiện

2.1.2.2 Xác định ứng suất uốn cho phép

ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức 6.2[1]

[σ¿=σ F lim¿0

S F Y R Y S Y XF K FC K FL¿

Trong đó:

+σ F lim¿0

¿ : ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

Tra bảng 6.2[1] trị số của σ F lim¿0

¿ ứng với số chu kì cơ sở ta chọn:

- Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở: σ F lim¿0 =1,8 HB ¿

- Hệ số an toàn khi tính về uốn: S F=1,75

+ Y R : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

+ Y s : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

+ K XF : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

+ K FC : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, lấy + K FC=1. Bộ truyền quay 1 chiều + K FL : Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định như sau:

K FL=m F

√N FO

N FE

Với m F=6 khi độ rắn mặt răng HB≤ 350

Chọn sơ bộ:Y R.Y s K XF=1

-N FO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

N FO=N FO 1=N FO 2=4 10 6 (MPa ) đối với tất cả các loại thép

N FE:Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh : N FE=N HE=N =60 c n t∑❑

Với bánh răng nhỏ :

-N FE 1=N HE 1=60 c n1.t∑❑=60.1.1450 31146,67=2709760290

-N FO 1=4 10−6

Bắt đầu từ N FO 1 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi Vì vậy khi tính ra được N FE 1>N FO 1, ta lấy N FE 1=N FO 1 để tính, do đó K FL1=1.

Với σ F lim 10 =1,8.245=441(MPa)