Đồ án chi tiết máy khai triển trụ 2 cấp gồm file thuyết minh(chương 1 chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền, chương 2 tính toán bộ truyền ngoài, chương 3 tính toán bộ truyền bánh răng, chương 4 tính toán và thiết kế trục, chương 5 chọn ổ lăn và khớp nối, chương 6 chọn dung sai và các chi tiết khác, và các bản vẽ lắp A0, bản vẽ chi tiết A3 các bản vẽ đều là file cad
Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
Phân phối tỉ số truyền
a) Xác định tỉ số truyền chung
Chọn ux= 2,5 ⇒ uh= 25,15/2,5= 10,06 b) Phân phối tỉ số truyền.
Tính toán các thông số động học
• Xác định các công suất trên trục.
• Xác định số vòng quay của trục. n1= n®c= 1425 (v/p)
• Xác định mômen xoắn trên trục.
T P (Nmm) §éng cơ 1 2 3 Công tác
Thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc
Tính toán cấp nhanh – bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
Từ phần trên ta có các thông số ban đầu: P1=5,389 kw;n125 vg/ph; u=u1=3,47; thời hạn sử dụng 1800h; bộ truyền làm việc 2 ca. a Chọn vật liệu
Do không có yều cầu đặc biệt ta chọn vật liệu cho 2 bánh răng nh sau:
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt 250HB cã σ b 1 = 850 MPa, σ ch 1 = 580 MPa
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiên đạt độ rắn bề mặt 230HB cã σ b 2 = 750 MPa, σ ch 2 = 450 MPa b Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2[1] với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn từ 180HB 350HB σHlim 0= 2HB+70; SH=1,1; σ 0 Flim=1,8HB;
⇒σ 0 Hlim1=2.250+70= 570 MPa σ 0 Flim1=1,8.250E0 MPa σ 0 Hlim2=2.230+70S0 MPa σ 0 Flim2=1,8.230A4 MPa
Theo ct6.7[1] NHE`cΣ(Ti/Tmax) 3 niti
⇒ Xác định sơ bộ [σH] theo công thức 6.1a[1]
Vì cặp răng là răng thẳng ⇒ [σH] = [σH]2= 482 MPa
Theo CT 6.7[1] NFE`cΣ(Ti/Tmax) 6 tini
Do đó theo CT 6.2b với bộ truyền quay 1 chiều KFC=1, ta đợc
[σF2]= 414.1.1/1,75#7 MPa Ưng suất quá tải cho phép: theo CT 6.10[1] và 6.11[1] [ σH]max=2,8σch2=2,8.45060 MPa
[ σF1]max=0,8σch1=0,8.580F4 MPa [ σF2]max=0,8σch2=0,8.45060 MPa c Xác định các thông số bộ truyền
Theo bảng 6.6[1], vị trí bánh răng không đối xứng đối với các ổ trong hộp giảm tốc, chọn Ψba=0,3
Ka _ hệ số phụ phuộc vào vật liệu của cặp bánh răng, theo bảng 6.5[1], chọn KaI,5
T1 _ momen xoắn trên trục chủ động,
[σH] _ ứng suất cho phép, [σH]H2 MPa u _ tỉ số truyền, u= 3,47
K Hβ _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiÕp xóc,
Theo CT 6.16[1], ψbd=0,5ψba(u+1) 0,5.0,3(3,47+1)=0,67 do đó theo bảng 6.7[1], K Hβ =1,09
Theo bảng 6.8[1] chọn modun pháp m=2 mm
⇒ số răng bánh lớn z2=uz1=3,47.28,16
Do vậy không cần dịch chỉnh.
Theo 6.27[1] gãc ¨n khíp cosαtw=(z1+z2)m.cosα/ (2aw1)=(28+97)2.cos(20 0 )/(2.125)=0,94
⇒ αtw 0 d Kiểm nghiệm độ bền
• Kiểm nghiêm về độ bền tiếp xúc.
ZM _ hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp, theo bảng 6.5[1], ZM'4
ZH _ hệ số kể đến bề mặt tiếp xúc, theo 6.34[1]
Z ε _ hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với bánh răng thẳng dùng CT 6.36a,
Z dw1 _ đờng kính vòng chia dw1*w/(um+1)=2.125/ (3,464+1)V,00 mm
KH _ hệ số tải trọng KH=KH βKH αKHv
KH β _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên bề rộng vành răng, tra bảng 6.7[1], KH β=1,09
KH α _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, bánh răng thẳng ⇒ KHα=1
KHv _ hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, theo CT 6.41[1] KHv=1+νHbwdw1/(2T1 KH βKH α)
H = ν bw _ chiều rộng vành răng, bw=Ψbaaw1=0,3.1257,5 mm lÊy bwC mm
⇒ Zv=0,85v 0,1 =0,85.4,18 0,1 =0,98 Với cấp chính xác động học là 9, độ nhám đạt 20 àm ⇒ ZR=0,9
Vậy bảo đảm độ bền tiếp xúc.
• Kiểm nghệm về độ bền uốn.
Theo CT 6.43[1] σF1=2T1KFY β Y ε YF1/(bwdw1m) Trong đó:
Y ε = 1/εα _ hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, tính ở trên ta đợc εα=1,73 ⇒ Yε=1/1,73=0,578
Yβ _ hệ số kể đến độ nghiêng của răng, răng thẳng
YF1, YF2 _ hệ số dạn răng của bánh 1 và
2, vì răng thẳng tra bảng 6.18[1] ta đợc YF1=3,84;
KF=KFβKFαKFv _ hệ số tải trọng khi tính vÒ uèn
K Fβ _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên bề rộng vành răng, tra bảng 6.7[1], KF β=1,13
KF α _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14[1], với răng thẳng ⇒
KFv _ hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, KFv=1+νFbwdw1/(2T1 KF βKF α)
Tra bảng 6.16[1], g0V, với cấp chính xác 8
Với bánh răng phay, lấy YR=1
Vậy đảm bảo điều kiện bền uốn.
• Kiểm nghiệm độ bền quá tải.
Theo 6.49[1] σF1max=σF1.Kqtp,2.1,4,28 MPa < [σF1]max σF2max=σF2.Kqte,8.1,4,12 MPa < [σF2]max
Để đảm bảo khả năng quá tải, cần xác định các thông số của bộ truyền Đường kính chia được tính như sau: d1=mz1=2.28 mm và d2=mz2=2.974 mm Đường kính đỉnh răng được tính bằng công thức: da1=d1+2mV+2.2 mm và da2=d2+2m4+2.28 mm Đường kính đáy răng được xác định với công thức: df1=d1-2,5mV-2,5.2Q mm và df2=d2-2,5m4-2,5.29 mm.
Các thông số chính của bộ truyền
T Thông số kí hiệu Giá trị đơn vị
1 Khoảng cách trục aw1 125 mm
3 Chiều rộng vành r¨ng bw 43 mm
5 Góc nghiêng của răng β 0 độ
6 Số răng bánh nhỏ Z1 28 Răng
7 Số răng bánh lớn Z2 97 Răng
8 Hệ số dịch chỉnh x1; x2 0 mm
Tính toán cấp chậm – bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.11 III Tính toán bộ truyền xích
Từ phần trên ta có các thông số ban đầu: P21=P2 5,175 kw;
V× u1=3,464 ⇒ n21=n2=n1/u125/3,464A1 vg/ph; u=u2=2,90; thời hạn sử dụng 1800h; bộ truyền làm việc 2 ca. a Chọn vật liệu
Do không có yều cầu đặc biệt ta chọn vật liệu cho 2 bánh răng nh sau:
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt 270HB cã σ b 1 = 850 MPa, σ ch 1 = 580 MPa
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiên đạt độ rắn bề mặt 255HB cã σ b 2 = 750 MPa, σ ch 2 = 450 MPa b Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2[1] với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn từ 180HB 350HB σHlim 0= 2HB+70; SH=1,1; σ 0 Flim=1,8HB;
⇒σ 0 Hlim1=2.270+70= 610 MPa σ 0 Flim1=1,8.270H6 MPa σ 0 Hlim2=2.255+70X0 MPa σ 0 Flim2=1,8.255E9 MPa
Theo ct6.7[1] NHE`cΣ(Ti/Tmax) 3 niti
⇒ Xác định sơ bộ [σH] theo công thức 6.1a[1]
Vì cặp răng là răng nghiêng
Theo CT 6.7[1] NFE`cΣ(Ti/Tmax) 6 tini
Do đó theo CT 6.2b với bộ truyền quay 1 chiều KFC=1, ta đợc
[σF2]= 459.1.1/1,75&2 MPa Ưng suất quá tải cho phép: theo CT 6.10[1] và 6.11[1] [ σH]max=2,8σch2=2,8.45060 MPa
[ σF1]max=0,8σch1=0,8.580F4 MPa [ σF2]max=0,8σch2=0,8.45060 MPa c Xác định các thông số bộ truyền
Theo bảng 6.6[1], vị trí bánh răng không đối xứng đối với các ổ trong hộp giảm tốc, chọn Ψba=0,3
Ka _ hệ số phụ phuộc vào vật liệu của cặp bánh răng, theo bảng 6.5[1], chọn KaC
T1 _ momen xoắn trên trục chủ động,
[σH] _ ứng suất cho phép, [σH]W7,5 MPa u _ tỉ số truyền, u= 2,90
K Hβ _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiÕp xóc,
Theo CT 6.16[1], ψbd=0,5ψba(u+1)=0,5.0,3(2,90+1)=0,585 do đó theo bảng 6.7[1], KH β=1,029
Theo bảng 6.8[1] chọn modun pháp m=2 mm
Theo 6.31[1], số răng bánh nhỏ
⇒ số răng bánh lớn z2=uz1=2,9.32,8
⇒ Tỉ số truyền thực: u=z2/z1/32=2,91 cosβ=m(z1+z2)/(2aw2)=2(32+93)/ (2.130)=0,9615
• Kiểm nghiêm về độ bền tiếp xúc.
ZM _ hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp, theo bảng 6.5[1], ZM'4
Víi αt=arctg(tgα/cosβ)=arctg(tg20/cos15,94) 0 43’
ZH _ hệ số kể đến bề mặt tiếp xúc, theo 6.34[1]
Z ε _ hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, theo 6.37[1], εβ=bwsinβ/(Πm)
⇒ z ε = 1 / 1 , 746 = 0 , 756 dw1 _ đờng kính vòng chia dw1*w2/(um+1)=2.130/ (2,91+1)f,50 mm
KH _ hệ số tải trọng KH=KH βKH αKHv
K Hβ _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên bề rộng vành răng, tra bảng 6.7[1], K Hβ =1,029 v=∏dw1n1/60000=∏.66,5.411/6000 0=1,43 m/s
Hệ số K Hα phản ánh sự phân bố không đều của tải trọng trên các đôi răng ăn khớp, với giá trị v = 1,43 được tra cứu từ bảng 6.13 theo cấp chính xác 9 Theo bảng 6.14, khi v < 2,5 và cấp chính xác 9, hệ số K Hα được tính là 1,13.
KHv _ hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, theo CT 6.41[1] KHv=1+νHbwdw1/(2T1 KH βKH α)
Với cấp chính xác động học là 9,chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cầm gia công đạt độ nhám Ra=2,5àm
Vậy bảo đảm độ bền tiếp xúc.
H σ σ σ < 10% đảm bảo không thừa bền.
• Kiểm nghệm về độ bền uốn.
Theo CT 6.43[1] σF1=2T1KFYβYεYF1/(bwdw1m) Trong đó:
Y ε = 1/εα _ hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, tính ở trên ta đợc εα=1,746 ⇒
Yβ _ hệ số kể đến độ nghiêng của r¨ng,víi β,94
YF1, YF2 _ hệ số dạn răng của bánh 1 và
Zv2=Z2/cos 3 β/cos 3 15,94105 tra bảng 6.18[1] ta đợc YF1=3,74; YF2=3,60
KF=K Fβ K Fα KFv _ hệ số tải trọng khi tính vÒ uèn
KF β _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên bề rộng vành răng, tra bảng 6.7[1], K Fβ =1,078
KFα _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14[1], với răng thẳng ⇒
KFv _ hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, KFv=1+νFbwdw1/(2T1 KFβKFα)
Với bánh răng phay, lấy YR=1
Vậy đảm bảo điều kiện bền uốn.
• Kiểm nghiệm độ bền quá tải.
⇒σ H 1 max = σ H k qt = 577 , 5 1 , 4 = 683 MPa < [σH]max60 MPa Theo 6.49[1] σF1max=σF1.Kqt4.1,48 MPa < [σF1]maxF4 MPa σF2max=σF2.Kqt9.1,41 MPa < [σF2]max60 MPa
Để đảm bảo khả năng quá tải, cần xác định các thông số của bộ truyền Đường kính chia được tính bằng công thức d1*w/(u+1)=2.130/(2,91+1)f,5 mm Từ đó, đường kính d2 được xác định là d2*w-d1=2.130-66,5 3,5 mm Đường kính đỉnh răng được tính theo công thức da1=d1+2mf,5+2.2p,5 mm và da2=d2+2m3,5+2.2 7,5 mm Cuối cùng, đường kính đáy răng được xác định là df1=d1-2,5mf,5-2,5.2a,5 mm và df2=d2-2,5m3,5-2,5.28,5 mm.
Các thông số chính của bộ truyền
Thông số kí hiệu Giá trị đơn vị
1 Khoảng cách trục aw2 130 mm
3 Chiều rộng vành r¨ng bw 39 mm
5 Góc nghiêng của răng β 15 0 56’ độ
6 Số răng bánh nhỏ Z1 32 Răng
7 Số răng bánh lớn Z2 93 Răng
8 Hệ số dịch chỉnh x1; x2 0 mm
197,5 mm mm 11 Đờng kính đáy răng
III Tính toán bộ truyền xích.
Từ tính toán trên ta có những số liệu:
Công suất trên trục: p=p3= 4,969 kw
Tốc độ quay của trục: n2 (vòng/phút)
Bộ truyền có Tmm=1,4Tdn , làm việc trong
2 ca, chịu va dập nhẹ, thời gian làm việc trong 1800h, góc nghiêng đờng nối tâm bộ truyền ngoài E o
Chọn loại xích
Vì tải trọng trung bình nên ta chọn loại xích con lăn 2 dãy.
2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền.
Theo bảng 5.4[1], với u=2,5 chọn số răng đĩa xích nhỏ z1= 25 ⇒ số răng đĩa xích lớn z2= u.z1 2,5.25 = 62,5
• Theo CT 12.22[4], công suất tính toán: d n z t k
Với z1%⇒ kz= 25/z1%/25= 1 _hệ số sè r¨ng
kn= n01/n1 0/142= 1,41 _hệ số số vòng quay
kd _ hệ số xét đến số dãy xích, số dãy xích là 2
Theo công thức 5.4 và bảng 5.6, hệ số k được tính bằng k= ko.ka.k®c.k®.kc.kbt, trong đó ko là hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền với giá trị ko=1 khi góc giữa đường tâm bộ truyền và phương ngang nằm trong khoảng 45° đến 60° Hệ số ka, được xác định cho khoảng cách trục và chiều dài xích với a= 40.p, cũng có giá trị ka=1 Cuối cùng, kđc là hệ số điều chỉnh lực căng xích, do vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích.
Hệ số tải trọng được xác định là k®c=1, trong trường hợp tải trọng va đập nhẹ, dẫn đến kđ=1,3 để phản ánh chế độ làm việc của bộ truyền, do bộ truyền hoạt động 2 ca Hệ số kc được tính là 1,25 kbt, trong đó kbt=1,3 là hệ số xem xét ảnh hưởng của bôi trơn, với chất lượng bôi trơn được chọn theo tiêu chuẩn II trong bảng 5.7.
• Theo bảng 12.5[4] với n01 0 (vòng/phút), Pt= 8,71 kw chọn bộ truyền xích có bớc xích p%,4 mm thoả mãn bền mái P40 0 ⇒ kf=2
Theo bảng 5.10[1], với n 0 vòng/phút ⇒ [s]=8,2 Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền
5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc.
Theo công thức 5.18[1]: d vd td t
Trong đó: kr _ hệ số kể đến ảnh hởng của số răng đĩa xÝch, z1% ⇒ kr=0,42
Ft _ lực vòng, Ft = 3313 N ktd _ hệ số tải động, ktd= 1,3
Fvd _ lực va đập trên m dãy xích
A _ diện tích chiếu của bản lề, tra bảng 5.12[1] ⇒
Kd _ hệ số phân bố không đều cho các dãy xích, vì xích 2 dãy
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
Theo công thức 5.18[1]: d vd td t
Trong đó: kr _ hệ số kể đến ảnh hởng của số răng đĩa xÝch, z1% ⇒ kr=0,42
Ft _ lực vòng, Ft = 3313 N ktd _ hệ số tải động, ktd= 1,3
Fvd _ lực va đập trên m dãy xích
A _ diện tích chiếu của bản lề, tra bảng 5.12[1] ⇒
Kd _ hệ số phân bố không đều cho các dãy xích, vì xích 2 dãy
Với thép tôi cải thiện đạt độ cứng 210HB sẽ dạt ứng suÊt cho phÐp
⇒σ ≤ H [ ] σ H đảm bảo điều kiện bền tiÕp xóc.
Xác định lực tác dụng lên trục
Bộ truyền có đờng nối tâm nghiêng 1 góc 45 0 ⇒ kx 1,05 ⇒ Fr = 1,05.3313 = 3478,65 N
KÕt luËn
Vậy ta chon bộ truyền xích có các thông số:
Xích con lăn 2 dãy co bớc xích p%,4 mm
Số răng đĩa xích dẫn:z1%
Số răng đĩa xích bị dẫn:z2c
Số mắt xích: x6 Đờng kính dĩa xích dẫn: d1 2,66 mm Đờng kính dĩa xích bị dẫn: d2P9,57 mm
Lực tác dụng lên trục Fr478,65 N
Tính toán thiết kế trục
Xác định sơ đồ đặt lực
Theo công thức 10.1[1], các lực tác dụng lên trục:
Fr1=Ft1.tgαtw/cosβ94.tg20/1G1 N
Fa1=0 Lực tác dụng tại khớp nối:
Với Dt0 mm _ đờng kính vòng tron qua tâm các chốt của nối trục đàn hồi.
Fr3=Ft3tgαtw/cosβ767.tg20 0 43’/0,96151482 N
Fa4=Fa375 N Lực của bộ truyền xích:
Chọn vật liệu chế tạo
Thép 45 tôi cải thiện có σb= 850 MPa, ứng suất xoăn cho phÐp [τ]= 15-30 MPa.
Xác định sơ bộ đờng kính trục
Theo CT10.9[1], đờng kính trục: d 1 = 3 0 , T 2 1 [ ] τ
Vì trục nối với động cơ bằng khớp nối nên lấy d1=0,8dđc=0,8.32%,6 mm Chọn d1% mm.
Trục II, với T 2 0540 Nmm, chọn [σ] MPa d 2 = 3 0 , T 2 2 [ ] τ = 3 120540 0 , 2 20 = 31 , 1 mm
Trục III, với T 3 x6857 Nmm, chọn [σ]0 MPa
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Theo bảng 10.2[1] chiều rộng ổ lăn b0 ! mm
Theo CT 10.10[1] chiều dài mayơ bánh răng lm2=1,4d1=1,4.32E mm
Theo CT 10.13[1] chiều dài mayơ nửa khớp nối trục đàn hồi lm13=1,8d1=1,8.32X mm
Theo bảng 10.3, các khoảng cách được xác định như sau: k1 mm là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay; k2 mm là khoảng cách từ mặt mút ổ lăn đến thành trong của hộp; và k3 mm là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ.
Theo bảng 10.4[1] các khoảng cách còn lại: l22=0,5(lm22+b) +k1+k2=0,5(45+21)+10+10S mm l23=l22+0,5(lm22+lm23)+k1S+0,5(45+45)+ 108 mm l21=lm22+lm23+3k1+2k2+bE+45+3.10+2.1 0+211 mm
⇒ l11=l211 mm l12=0,5(lm13+b) +k3+hn=0,5(58+21)+10+15d,5 mm l13=l21-l231-108S mm
Trôc III l32=l22S mm l31=l111 mm lc33=0,5(b0+lm33)+k3+hn=0,5(21+45)+10+15X mm
Xác định phản lực tại các gối đỡ
Phơng trình cân bằng mômen:
Phơng trình cân bằng mômen:
Phơng trình cân bằng mômen:
⇒ Fy31=(58Fxr+53Fr4-93Fa4)/161 =(58.2460+53.3767-93.1075)/16105 Nmm
Tính chính xác đờng kính các đoạn trục
a Mômen tại các tiết diện nguy hiểm.
Theo CT10.15 và 10.16[1] mô men tơng đơng tác dụng lên trục:
Tại tiết diện 2 lắp bánh răng
Tại tiết diện lăp khớp nối
M td 30 = M 30 2 + 0 , 75 T 3 2 = 201780 2 + 0 , 75 350331 2 = 364368 Nmm Tại tiết diện 2:
M td 32 = M 32 2 + 0 , 75 T 3 2 = 265284 2 + 0 , 75 350331 2 = 403019 Nmm a Xác đờng kính tại các tiết diện nguy hiểm.
Theo CT 10.17[1] xác định đờng kính trục với [σ]g MPa d 1 = 3 0 M , 1 [ ] td σ 1 = 3 32854 0 , 1 67 = 17 , 0 mm
Chọn d1 theo tiêu chuẩn lắp ổ lăn, d1 mm d 2 = 3 0 M , 1 td [ ] σ 2 = 3 63402 0 , 1 67 = 21 , 2 mm
Với d