Đồ án Chi Tiết Máy đề 19 - 123doc

Nội dung

Đồ án chi tiết máy đại học bách khoa đề 19 cập nhật mới nhất 2015. Đồ án chi tiết máy đề 19 đã được duyệt và chấm điểm Đồ án chi tiết máy sẽ cập nhật bổ sung : đồ án chi tiết máy ,đồ án chế tạo , đồ án tự động hóa sản xuất của các trường đại học Bách khoa tp HCM, bách khoa hà nội, bách khoa đà nẵng, đại học công nghiệp , đại học sư phạm kỹ thuật..

ĐAMH: Chi tiết máy GVHD: Dư Văn Rê Mục lục Hệ thống dẫn động băng tải gồm:1 – Động điện pha không đồng bộ; – Nối trục đàn hồi; – Hộp giảm tốc bánh - trục vít; – Bộ truyền xích ống lăn; – Băng tải (Quay chiều, tải va đập nhẹ, ca làm việc giờ) Số liệu thiết kế: - Lực vịng xích tải, F (N): 27000 - Vận tốc xích tải, v (m/s): 0,31 - Đường kính tang dẫn, D (mm): 650 - Thời gian phục vụ, L (năm): - Số ngày làm/năm Kng , ngày: 310 - Số ca làm ngày, ca: - Chế độ tải: T1 = T ; t1 = 20s ; T2 = 0,7T ; t2 = 27s SVTH: Lại Hữu Toàn – MSSV: 21304188Trang ĐAMH: Chi tiết máy GVHD: Dư Văn Rê PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN, PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN I • TÍNH TỐN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN Chọn động cơ: Hiệu suất động cơ: η = ηđηbrηknηolηtv = 0,96 × 0,97 × × 0,992 × 0,8 = 0,71 Tra bảng 2.3 [1], ta chọn hiệu suất sau: η x = 0,96 : Hiệu suất truyền xích ηbr = 0,97 ηkn = : Hiệu suất truyền bánh trụ : Hiệu suất khớp nối trục đàn hồi ηol = 0,992 ηtv = 0,8 : Hiệu suất cặp ổ lăn : Hiệu suất truyền trục vít  Vậy, hiệu suất truyền động là: • η = 0,693 Cơng suất tính tốn: Trường hợp tải trọng thay đổi thì: Pt = Ptđ (Công suất tương đương) “Công suất tương đương” xác định công thức: Pm 2  T1   T2  T   0,7T   ÷ t1 +  ÷ t2  ÷ 20 +  ÷ 27 T  T  T   T  = 8,37 = 7,04 t1 + t2 20 + 27 Ptđ = Trong đó:  Tm = T  T1 = T; T2 = 0,7T; t1 = 20s t2 = 27s Pm = Ft v 27000 × 0,31 = = 8,37 1000 1000  (I.2.2) Vậy, cơng suất tính tốn là: Pt = 7,04 kW • Công suất cần thiết trục động cơ: Công suất cần thiết trục động điện xác định bởi: Pct = Pt 7,04 = = 10,16 η 0,693 kW SVTH: Lại Hữu Toàn – MSSV: 21304188Trang kW = Pt ĐAMH: Chi tiết máy GVHD: Dư Văn Rê Vậy, công suất cần thiết trục động là: Pct = 10,16 kW • Xác định số vịng quay sơ động cơ:  Số vòng quay sơ động xác định bởi: nsb = nlvut = 9,11 × 180 = 1639,8 vịng/phút Trong đó: Theo bảng 2.16 [1]) nlv =  Số vòng quay trục đĩa xích tải: vịng/phút 60000v 60000 × 0,31 = = 9,11 πD π × 650 ut = utbhoputbngoai = 60 × = 180  Tỉ số truyền tồn hệ thống dẫn động: Trong tra bảng 2.4 [1], ta chọn: utbhop = 60 utbngoai = Vậy, số vòng quay sơ động điện là: nsb = 1639,8 vịng/phút • Chọn động điện: Ở đây, ta chọn động thõa mãn điều kiện sau:  Pñc ≥ Pct   nñb ≈ nsb  , tức ta phải tìm động thỏa mãn Tra bảng P1.3 [1], ta chọn động sau:  Pñc ≥ 10,16 kW   nñb = 1639,8 vg / ph  Vận tốc quay, vg/ph cos ϕ η% Tmax Tdn TK Tdn K160M4 11 1450 Phân phối tỉ số truyền: a Tỉ số truyền chung Ta có cơng thức tính tỉ số truyền chung: 0,87 87,5 6,1 1,6 Kiểu động uch = nđc nđc = nct nlv Công suất kW 1450 = 159,19 = 9,11 = ⇒ uhộp ungoài 159,19 = 53, 06 = u1 × u2 chọn sơ ungoài = uhộp = b Phân phối tỉ số truyền Theo công thức kinh nghiệm, tỉ số truyền trục vít truyền bánh trục vít khoảng (10 – 20), chọn utrục vít = 18 SVTH: Lại Hữu Toàn – MSSV: 21304188Trang ĐAMH: Chi tiết máy ⇒ ubánh = GVHD: Dư Văn Rê 53,06 = 2,95 18 159,19 = 3, 00 2,95.18 Khi ungồi = c Xác định cơng suất, mơmen số vịng quay trục Kí hiệu: Trục trục nối bánh – động Trục trục trục vít nối bánh Trục trục bánh vít Ta có: Pct Fv 27000.0,31 = = = 8, 79 ηot η x 1000.ηol η x 1000.0,992.0,96 P3 = P 8, 79 P2 = = = 11, 08 ηol ηtv 0,992.0,8 P= (kW) P2 11, 08 = = 11,51 ηol ηbr 0,992.0,97 ' Pđc = P 11,51 = = 11, 72 ηol η K 0,992.1 (kW) (kW) (kW) n1 = nđc = 1450 (vòng/phút) n2 = n3 = n1 1450 = = 492 ( vòng / phút ) u1 2,95 n2 492 = = 27 ( vòng / phút ) u2 18 nct = n3 27 = = 9(vòng / phút ) ux T1 = 9,55.106 T2 = 9,55.106 T3 = 9,55.106 P 9,55.106.11,51 = = 75804 n1 1450 (N.mm) P2 9,55.10 11, 08 = = 215031 n2 492 (N.mm) P3 9,55.10 8, 79 = = 3071673 n3 27 SVTH: Lại Hữu Toàn – MSSV: 21304188Trang (N.mm) ĐAMH: Chi tiết máy GVHD: Dư Văn Rê ' Pđc 9,55.106.11 Tđc = 9,55.10 = = 72448 nđc 1450 Tct = 9,55.106 (N.mm) Pct 9,55.10 9,92 = = 10526222 nct (N.mm) Ta có bảng sau: II Trục Thơng số Tỉ số truyền u Cơng suất P, kW Số vịng quay n, vòng/phút Momen xoắn T, N.mm THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN: Động 1 11 1450 77187 2,95 11,51 11,08 1450 492 75804 215031 18 8,79 27 3071673 Thiết kế truyền bánh răng: • Các thông số truyền bánh răng: u1 = 2,95 P1 = 11,51 kW P2 = 11,08 kW n1 = 1450 vòng/phút, n2 = 492 vòng/phút T1 = 75804 N.mm, T2 = 215031 N.mm a Chọn vật liệu: Do bánh chế tạo khơng có u cầu đặc biệt nên chọn vật liệu thép:  Với bánh nhỏ (bánh 1), chọn thép 45, cải thiện đạt độ rắn HB241 285 có σ b1 = 850 MPa, σchảy1 = 580 MPa  Với bánh lớn (bánh 2), chọn thép 45 ,tôi cải thiện đạt độ rắn HB192 240 có σ b2 = 750 MPa, σchảy2 = 450 MPa b Xác đinh ứng suất cho phép: • Theo cơng thức 6.1[1], 6.1[2], ứng suất cho tiếp xúc cho phép [σ H] ứng suất uốn cho phép [σF] xác định sau: o σ H lim [σ H ] = Z R ZV K XH K HL SH [σF ] o σ F lim = YRYS K XF K FC K FL SF Chọn sơ : Z R ZV K XH =1 YRYS K XF =1 SVTH: Lại Hữu Toàn – MSSV: 21304188Trang ĐAMH: Chi tiết máy GVHD: Dư Văn Rê Do ta có: o σ H lim [σ H ] = K HL SH o σ F lim [σ F ] = K FC K FL SF • Theo bảng 6.2[1], với thép 45, tơi cải thiện đạt độ rắn 180 350 HB σ 2HB + 70, SH = 1,1; bánh lớn HB2 = 235  Khi đó: o σ H lim σ o F lim σ o H lim σ o F lim = 2HB1 + 70 = 250.2 + 70 = 570 MPa o F lim = 1,8HB1 = 1,8.250 = 450 MPa = 2HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 MPa NHO1 = 30 2, H HB1 = 30.2502,4 = 1,71.107 2, H HB NHO2 = 30 = 30.2352,4 = 1,47.107 • Từ công thức 6.7[1]: N HE  T  = 60c ∑  i  ni ti T   max  ⇔ N HE1 = N HE = 60ct = 60.1.17360 => KHL2 = NHE1 > NHO1 n1  20 27  + 0,73 ÷ ∑ u1  47 47   1450  20 27  1 + 0,7 ÷ = 94.10 > N HO 2,95  47 47  ⇒ = = 1,8HB; SF = 1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ HB = 250, =1,8HB2 = 1,8.235 = 423 MPa 2,4 H HB • Theo cơng thức 6.5[1] ta có: NHO = 30 ⇒ o σ H lim KHL1 = SVTH: Lại Hữu Toàn – MSSV: 21304188Trang ĐAMH: Chi tiết máy GVHD: Dư Văn Rê [ σ H ]1 = Vậy: [σH ]2 o σ H lim1 570.1 K HL1 = = 518 ( MPa ) SH 1,1 o σ H lim 540.1 = K HL = = 491( MPa ) SH 1,1 • Ứng suất tiếp xúc cho phép: Do truyền sử dụng bánh thẳng ⇒ [σ H ] = 491 (MPa) N FE • Theo cơng thức 6.7[1]: ⇒ N FE1 = N FE = 60ct  T = 60c∑  i T  max = min( SF [σF2] = ⇒ NFE1 > NFO, NFE2 > NFO 1, 75 o σ F lim 423.1.1 K FC K FL = = 242 ( MPa ) SF 1, 75 Theo công thức 6.10[1] 6.11[1] ta có: max = 2,8.σchảy = 2,8.450 = 1260 (MPa) [σ F ] max = ) • Ứng suất tải cho phép [σ H ] ,   ni t i   KFL1 = KFL2 = σo 450.1.1 = 257 ( MPa ) [ σ F ] = F lim1 K FC K FL1 = Vậy: [σ H ]1 [σ H ] n1  20 1450  20 27  27  1 + 0, ÷ = 60.1.17360  + 0, ÷ = 74, 48.10 ∑ u1  47 47  2,95  47 47  Do NFO = 4.106 ( thép ) ⇒ ⇒ [σ H ] 0,8.σch1 = 0,8.580 = 464 (MPa) [σ F ] max = 0,8.σch2 = 0,8.450 = 360 (MPa) c Xác định thông số truyền • Xác định sơ khoảng cách trục • Theo cơng thức 6.15a[1] ta có: aw1 ≥ K a ( u1 + 1) T1 K Hβ [σ H ] u1ψ ba Với: SVTH: Lại Hữu Toàn – MSSV: 21304188Trang ĐAMH: Chi tiết máy GVHD: Dư Văn Rê  Ka : hệ số phụ thuộc vật liệu Theo bảng 6.5[1], ta có K a = 49,5 ( vật liệu làm bánh thép) ψ ba ψ ba  , theo bảng 6.6[1] tacó =0,4 (vì HB1 HB2 < 350) ψ bd = 0,5ψ ba ( u + 1)  ( bánh ăn khớp ngồi) Theo cơng thức 6.16[1] ta có K Hβ  : hệ số kể đến phân bố không đồng tải trọng chiều rộng vành Theo bảng 6.7[1], với aw1 ≥ 49,5 ( 2,95 + 1) ψ bd =0,79 ⇒ K Hβ = 1,12 37902.1,12 = 130,5( mm) 4912.2,95.0, Vậy: Chọn aw1 = 160 (mm) ã Xỏc nh mụun: m1 = (0,01 ữ 0,02)aw1 = (0,01 ÷ 0,02).160 = 1,6 ÷ 3,2 Theo tiêu chuẩn chọn m1 = 2,5 • Xác định số Số bánh nhỏ là: ⇒ z1 = 2aw1 2.160 = = 32, 42 m1 ( u1 + 1) 2,5.(2,95 + 1) z2 = 2,95.32 = 94,4 95 u1, = = 2,88 33 Khi Đường kính vịng lăn bánh nhỏ là: d w1 = Chọn z1 =33 Chọn z2 = 95 2aw1 2.160 = = 82,5 ( mm ) ' u1 + 2,88 + • Hệ số dịch chỉnh: d Kiểm nghiệm • Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc σH =  Theo công thức 6.33[1], ta có: Z M Z H Zε d w1 2T1 K H ( u + 1) bω u1 Trong đó:  ZM : hệ số kể đến tính vật liệu Vật liệu thép có: ZM = 274 MPa1/3 SVTH: Lại Hữu Toàn – MSSV: 21304188Trang ĐAMH: Chi tiết máy GVHD: Dư Văn Rê ZH =  ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: tgα tg 20 arct g ( ) = arct g ( ) = 0,349 cos β cos với: αtw = tg β b = cos α tw tg β = cos(0, 349).tg (0) = ZH = cos βb sin 2α tw , cos βb = => 2.1 = 1,76 sin(2.0,349) => Zε =  εα Zε = => − εα = 1,88 – 3,2 Theo cơng thức 6.38b[1] ta có: 1 1    + ÷ = 1,88 − 3,  + ÷ = 1, 75  32 94   z1 z2  − 1, 75 = 0, 76  KH = KHv.KHβ đó: - KHv : hệ số tải trọng động theo bảng P2.3[1] chọn KHv = 1,497 π dω1n1 3,14.81.1450 = = 6,15 ( m / s ) 60000 60000 Với v1 = , chọn cấp xác - KHβ : hệ số phân bố không tải trọng vành răng, KHβ =1,055 ψ ba aω1 = 0, 4.160 = 64 ( mm )  bω : chiều rộng vành răng: bω = Vậy theo công thức 6.33[1] ta có: σH = = σ Z M Z H Zε d w1 2T1 K H ( u + 1) bω u1 274.1, 76.0, 76 2.75804,13.1, 497.1, 055 ( 2,88 + 1) = 305,18 ( MPa ) 82,5 64.2,88 [ σ H ] = 491( MPa) => H < Vậy vật liệu làm thoả mãn điều kiện độ bền tiếp xúc • Kiểm nghiệm độ bền uốn SVTH: Lại Hữu Toàn – MSSV: 21304188Trang ĐAMH: Chi tiết máy GVHD: Dư Văn Rê σ F1 = 2T1 K F Yε Yβ YF bω1d ω1m1 ≤ [σ F ]  Theo cơng thức 6.43[1] ta có:  Với T1 = 75804,13 Nmm, dω1 = 82,5 mm; bω1= 64 mm; m1 = 2,5 mm 1 εα εα 1, 75 = 0,57  Yε = : hệ số trùng khớp Với =1,75 => Yε =  Yβ = (răng thẳng)  YF1,YF2 : hệ số dạng Theo bảng 6.18[1] ta có: YF1 = 3,8; YF2 = 3,6 K Fα K Fβ K Fv  KF = Với: + K Fα = (răng thẳng) K Fβ ψ bd K Fβ + : theo bảng 6.7[1] tra = 1,12 ( =0,79) + KFv :hệ số tải trọng động Theo bảng P2.3, chọn KFv = 1,5 2T1 K F Yε Yβ YF σ F1 = bω1dω1m1 Vậy 2T1 K F Yε Yβ YF σ F1 = Ta có: [ σ F1 bω1dω1m1 = 2.75804,13.1.1,12.1,5.0,57.1.3,8 = 41, 79 64.82,5.2,5 = 2.75804,13.1.1,12.1,5.0,57.1.3, = 41,59 64.82,5.2,5 ] =252 MPa; [ σ F1 σ F2 σ F2 ] = 263,5 MPa => σF1 < [ ] , σF2 11, 27.6,976  = 5,931 > [ s ]  s1 = 11, 27 + 6,9762    s = 3, 79.6, 257 = 3, 242 > [ s ]  3, 792 + 6, 257  Do trục thoả mãn điều kiện hệ số an tồn.( [ s] = 1,5…2,5) Chọn then Then chọn phải thoả mãn điều kiện cắt dập theo công thức 9.1[1] 9.2[2]: σd = τc = 2T ≤ [σ d ] dlt ( h − t1 ) 2T ≤ [τ c ] dlt b Trong đó: σ d ,τ c : ứng suất dập ứng suất cắt tính tốn, MPa d: đường kính trục, mm, xác định tính trục T: mơmen xoắn trục, Nmm lt: chiều dài then b,h,t: kích thước then [σd]: ứng suất dập cho phép, MPa [τc]: ứng suất cắt cho phép Ta có bảng kết kiểm nghiệm then tiết diện trục Với lt = 1,35d: - Ta có bảng kích thước then chọn tiết diện trục: Tiết diện Đường kính trục bxh t1 (mm) lt (mm) SVTH: Lại Hữu Toàn – MSSV: 21304188Trang 38 T (Nmm) σd (M τc (MP ĐAMH: Chi tiết máy GVHD: Dư Văn Rê Pa) 10 25 8x7 45 75804.128 12 35 10 x 54 75804.128 22 60 18x11 76 215030.859 31 95 28 x 16 10 105 33 85 25 x 14 150 3071672.82 3071672.82 a) 44,92 26,73 23,57 99,79 96,36 16.84 8.022 5.240 21.38 19,27 Theo bảng 9.5[1], với đặc tính tải trọng tĩnh, dạng lắp cố định ta có [σd] = 100 MPa [τc] = 60 ÷ 90 MPa Vậy tất mối ghép then đảm bảo độ bền dập độ bền cắt Chọn ổ lăn a Trục Chọn loại ổ lăn Do trục sử dụng cặp bánh thẳng, lực dọc trục Fa = nên ta sử dụng ổ bi đỡ Chọn sơ đồ, kích thước ổ Từ sơ đồ kết cấu trục với d ngõng = 30 mm, theo bảng P2.7 ta chọn ổ bi đỡ cỡ nhẹ ký hiệu 206 có kích thước sau: -Đường kính trong: d = 30 mm -Đường kính ngồi: D = 62 mm -Khả tải tĩnh: Co = 10,2 kN -Khả tải động: C = 15,3 kN Tính kiểm nghiệm khả tải động ổ Đảo chiều khớp nối tính lại Fx, Fy Sơ đồ hình vẽ SVTH: Lại Hữu Tồn – MSSV: 21304188Trang 39 ĐAMH: Chi tiết máy GVHD: Dư Văn Rê Ta có phương trình cân ∑ Fky = Fy' + Fy' − Fr1 = ∑ Fkx = Fk − Fx' − Fx'1 + Ft1 = ( ) ( F ) = F l mO1x Fky = Fr1.l13 − Fy' l11 = mO1 y kx k 12 + Fx' l11 − Ft1.l13 = Fr1.l13 1956.61,5  ' = = 978 ( N )  Fy = l 123 11  − Fk l12 + Ft1.l13 −367.64,5 + 1838.61,5  '  = = 726, 23 ( N ) ⇔  Fx = l11 123  '  Fx1 = Ft1 + Fk − Fx'2 = 1838 + 367 − 726, 23 = 1279,37 ( N )  ' '  Fy1 = Fr1 − Fy = 1956 − 978 = 978 ( N )  Ta có: Fr'0 = 1479,37 + 9782 = 1773, 40 ( N ) Fr'1 = 9782 + 7262 = 1218,14 ( N ) Mặt khác: Fr0 = Fr1 = 358, 632 + 9782 = 1041, 66 ( N ) 1111, 77 + 9782 = 1480, 70 ( N ) Fr'0 = 1773, 40 N , Fr'1 = 1480, 70 N Do ta sử dụng cặp giá trị để kiểm nghiệm khả tải động ổ lăn Fr'0 > Fr'1 Do nên ta kiểm tra khả tải động ổ chịu tác động lực hướng tâm Fr'0 = 1773, 40 N SVTH: Lại Hữu Toàn – MSSV: 21304188Trang 40 ĐAMH: Chi tiết máy GVHD: Dư Văn Rê Theo cơng thức 11.3[1] ta có: Q = (XVFr + YFa)ktkđ Với Fa = X: hệ số tải trọng hướng tâm, X = V: hệ số kể đến vòng quay, V = (vòng quay) Kt : hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ, kt = (t < 1000) Kd : hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3[1], chọn kd = 1,1 Do đó: Q = 1.1.1773,40.1.1,1 = 1950,75 (N) Do tải trọng thay đổi nên ta có tải trọng động quy ước là: 20 27 Q3 + (0, 7)3 = 1674 ( N ) 47 47 QE = Theo cơng thức 11.1[1] ta có: QE m L Cd = Với QE : tải trọng động quy ước m: bậc đường cong mỏi, m = L : tuổi thọ ổ, tính triệu vịng quay Theo cơng thức 11.2[1] ta có: Lh 60n L= Với ⇒L= Lh 106 : tuổi thọ ổ, n = 1450 vòng/phút Lh = 17360 17360.60.1450 = 1510, 32 106 (triệu vòng) ⇒ Cd = 1, 674 1510,32 = 19, 21 (kN) > C = 15,3 kN Vậy ổ không thoả mãn khả tải động Lh = 17360 L'h = 17360 = 8680 Do ta giảm thời gian làm việc từ xuống ⇒ Cd = 1, 674 755,16 = 15, 24 (kN) < C = 15,3 kN Vậy ổ thỏa mãn khả tải động Kiểm nghiệm khả tải tĩnh ổ Theo cơng thức 11.19[1] ta có: Qt = X0Fr + Y0Fa Do Fa = X0 : hệ số tải trọng hướng tâm, theo bảng X0 = 0,6 SVTH: Lại Hữu Toàn – MSSV: 21304188Trang 41 ĐAMH: Chi tiết máy GVHD: Dư Văn Rê Fr'0 = 1773, 40 N => Qt = 0,6.1773,40 = 1064,04 < Do đó: Q0 = 1773,40 N = 1,773 kN => Q0 < C0 => ổ thoả mãn khả tải tĩnh b Trục • Chọn loại ổ lăn Do vận tốc trượt truyền bánh vít – trục vít lớn, nhiệt sinh nhiều, trục bị giãn dài trình làm việc Mặt khác tải trọng dọc trục lớn Do ta sử dụng ổ bi đỡ tuỳ động vị trí bánh trục vít, ổ lại sử dụng ổ kép cặp ổ đũa • Chọn sơ đồ, kích thước ổ kép Từ sơ đồ kết cấu trục với dngõng = 55 mm, theo bảng P2.11 ta chọn ổ đũa côn cỡ trung rộng ký hiệu 7608 có kích thước sau: -Đường kính trong: d = 55 mm -Đường kính ngồi: D = 120 mm -Khả tải tĩnh: Co = 140 kN -Khả tải động: C = 148 kN -Góc ăn khớp: α = 12,170  Tính kiểm nghiệm khả tải động ổ Fx24 + Fy24 = 2055,632 + 545, 622 = 2126,81( N ) Ta có: Fr4 = Theo cơng thức 11.3[1] ta có: Q = (XVFr + YFa)ktkđ Theo cơng thức 11.15b[1] ta có tải trọng dọc trục là: Fa = 0,5.0,83.e.Fr + Fat Với: + Fat = 17064,85N + e = 1,5tgα = 1,5.tg12,17 = 0,323 => Fa = 0,5.0,83.0,3188.2126,81 + 17064,85 = 17349,94 (N) Fa 17349,94 = = 8,16 VFr 1.2126,81 Do >e Nên theo bảng 11.4[1] ta có: X = 0,4 Y = 0,4cotgα = 0,4.cotg12,17 = 1,85 V: hệ số kể đến vòng quay, V = (vòng quay) Kt : hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ, kt = (t < 1000) Kd : hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3[1], chọn kd = 1,1 Do đó: Q = (0,4.1.2126,81+1,85.17349,94).1.1,1 = 36242,92 (N) Do tải trọng thay đổi nên ta có tải trọng động quy ước là: SVTH: Lại Hữu Toàn – MSSV: 21304188Trang 42 ĐAMH: Chi tiết máy GVHD: Dư Văn Rê 10 Q3 10 20 27 + (0, 7) = 31101( N ) 47 47 QE = Theo cơng thức 11.1[1] ta có: QE m L Cd = Với: + QE : tải trọng động quy ước 10 + m: bậc đường cong mỏi, m = + L : tuổi thọ ổ, tính triệu vịng quay Theo cơng thức 11.2[1] ta có: Lh 60n L= 106 Với: Lh + : tuổi thọ ổ, + n2 = 492 vòng/phút ⇒L= 17360.60.492 = 512 106 Lh = 17360 (triệu vòng) 10 ⇒ Cd = 31,101 512 = 202 (kN) > C = 148 kN => ổ không thoả mãn khả tải động Do ta kết hợp giảm thời gian làm việc từ L'h = 17360 = 8680 Lh = 17360 xuống giờ, đồng thời tăng đường kính trục từ 55 mm lên 65 mm Dựa vào bảng P2.11[1], ta chọn cặp ổ đũa có ký hiệu 7609 cỡ trung rộng có kích thước sau: -Đường kính -Đường kính ngồi: -Khả tải tĩnh -Khả tải động -Góc ăn khớp d = 65 mm D = 140 mm Co = 168 kN C = 178 kN α = 12,330 Với α = 12,330 ta có e = 1,5tg12,33 = 0,328 => Fa = 0,5.0,83.0,328.2126,81 + 17064,85 = 17354,35 (N) SVTH: Lại Hữu Toàn – MSSV: 21304188Trang 43 ĐAMH: Chi tiết máy GVHD: Dư Văn Rê Fa 17354,35 = = 8,16 VFr 1.2126,81 Do >e Nên theo bảng 11.4[1] ta có: X = 0,4 Y = 0,4cotgα = 0,4.cotg12,33 = 1,83 V: hệ số kể đến vòng quay, V = (vòng quay) Kt : hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ, kt = (t < 1000) Kd : hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3[1], chọn kd = 1,1 Do đó: Q = (0,4.1.2126,81+1,83.17354,35).1.1,1 = 36252 (N) Do tải trọng thay đổi nên ta có tải trọng động quy ước là: 10 Q3 10 20 27 + (0, 7) = 31109 ( N ) 47 47 QE = Theo cơng thức 11.1[1] ta có: QE m L Cd = Với QE : tải trọng động quy ước 10 m: bậc đường cong mỏi, m = L : tuổi thọ ổ, tính triệu vịng quay Theo cơng thức 11.2[1] ta có: Lh 60n L= Với ⇒L= Lh 106 Lh : tuổi thọ ổ, = 8680 n2 = 492 vòng/phút 8680.60.492 = 256 106 (triệu vòng) 10 ⇒ Cd = 31,109 256 = 164,19 (kN) < C = 178 kN => ổ thoả mãn khả tải động  Kiểm nghiệm khả tải tĩnh ổ Theo công thức 11.19[1] tải trọng tĩnh quy ước tác dụng vào ổ là: Qt = 0,6.X0Fr + Y0Fa Với: + Fa = 17064,85 + X0 : hệ số tải trọng hướng tâm, theo bảng 11.6[1] có + X0 = 0,5 SVTH: Lại Hữu Toàn – MSSV: 21304188Trang 44 ĐAMH: Chi tiết máy GVHD: Dư Văn Rê + Y0 = 0,22cotgα = 0,22.cotg12,33 = => Qt = (0,5.2126,81+1.17064,85) = 18128 > Fr Do đó: Q0 = 18128 N = 18,128 kN => Q0 < C0 = 90,5 kN => ổ thoả mãn khả tải tĩnh • Ổ 2: Chọn ổ bi đỡ tuỳ động Với đường kính ngõng trục d ngõng = 65 mm, theo bảng P2.7[1] ta chọn ổ bi đỡ cỡ nhẹ có ký hiệu 213 có kích thước sau: -Đường kính trong: d = 65 mm -Đường kính ngồi: D = 120 mm -Khả tải tĩnh: Co = 34,7 kN -Khả tải động: C = 44,9 kN  Tính kiểm nghiệm khả tải động ổ Fx3 + Fy3 = 406,152 + 7586,342 = 7597 ( N ) Fr3 = Theo cơng thức 11.6[1] ta có: Q = VFr3 ktkđ Trong đó: V: hệ số kể đến vịng quay, V = (vòng quay) Kt : hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ, kt = (t < 1000) Kd : hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3[1], chọn kd = 1,1 Do đó: Q = 1.7597.1.1,1 = 8356,7 (N) Do tải trọng thay đổi nên ta có tải trọng động quy ước là: 20 27 Q3 + (0, 7)3 = 7136 ( N ) 47 47 QE = Theo công thức 11.1[1] ta có: QE m L QE = Với QE : tải trọng động quy ước m: bậc đường cong mỏi, m = L : tuổi thọ ổ, tính triệu vịng quay Theo cơng thức 11.2[1] ta có: Lh 60n L= Với ⇒L= 106 Lh : tuổi thọ ổ, n1 = 492 vòng/phút 8680.60.492 = 256 106 Lh = 8680 (triệu vòng) SVTH: Lại Hữu Toàn – MSSV: 21304188Trang 45 ĐAMH: Chi tiết máy ⇒ Cd = 7,136 256 = 45,31 GVHD: Dư Văn Rê (kN) > C = 44,9 kN Vậy ổ không thoả mãn khả tải động Ta chọn lại ổ bi đỡ cỡ trung có ký hiệu 313 có kích thước sau: - Đường kính trong: d = 65 mm - Đường kính ngồi: D = 140 mm - Khả tải tĩnh: Co = 56,7 kN - Khả tải động: C = 72,4 kN ⇒ Cd = 45, 31 (kN) < C = 72,4 kN Vậy ổ thoả mãn khả tải động  Kiểm nghiệm khả tải tĩnh ổ Theo công thức 11.19[1] 11.20[1], Fa = => Q0 = Fr = 7597 N =7,597 kN => Q0 < C0 = 56,7 kN => ổ thoả mãn khả tải tĩnh c Trục  Chọn loại ổ lăn Trên trục có gắn bánh vít, u cầu ăn khớp bánh vít nên trục cần có độ cứng vững cao, ta sử dụng cặp ổ đũa  Chọn sơ đồ, kích thước ổ Từ sơ đồ kết cấu trục với d ngõng = 90 mm, theo bảng P2.11 ta chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ ký hiệu 7218 có kích thước sau: - Đường kính trong: d = 90 mm - Đường kính ngồi: D = 160 mm - Khả tải tĩnh: Co = 125 kN - Khả tải động: C = 141 kN - Góc ăn khớp: α = 14,330 Sơ đồ bố trí ổ sau:  Tính kiểm nghiệm khả tải động ổ Ta có: Fx25 + Fy25 = (−298)2 + ( −5771) = 5778,36 ( N ) Fr5 = Fx26 + Fy26 = 325612 + 405.322 = 32563 ( N ) Fr6 = e = 1,5.tgα = 1,5.tg14,33 = 0,38 Lực dọc trục lực hướng tâm sinh ổ là: SVTH: Lại Hữu Toàn – MSSV: 21304188Trang 46 ĐAMH: Chi tiết máy GVHD: Dư Văn Rê Fs5 = 0,83e.Fr5 = 0,83.0,38.5778,36 = 1837,76 (N) Fs6 = 0,83e.Fr6 = 0,83.0,38.32563 = 10356,5 (N) Theo bảng 11.5[1], tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ là: ∑F ∑F a5 = Fs + Fat = 10356, + 3487 = 13844( N ) a6 = Fs − Fat = 1837, 76 − 3487 = − 1650( N ) Do ∑F ∑F a5 a6 > Fs ⇒Fa5 = ∑ Fa = 13844 ( N ) < Fs ⇒Fs = ∑ Fs = 10356,5 ( N ) Ta có: Fa 13844 = = 2, 40 < e VFr 1.5778,36 Theo bảng 11.4[1] ta có: => X5 = 1; Y5 = Fs 10356,5 = = 0,32 < e VFr 1.32563, 43 => X6 = 1, Y6 = Theo công thức 11.3[1] tải trọng quy ước ổ là: Q5 = (X5VFr5 + Y5Fa5)ktkđ = (1.1.5778,36 +0.13844)1.1,1 = 4099 N Q6 = (X6VFr6 + Y6Fa6)ktkđ = 1.1.32563,43 1.1,1 = 35820 N Với: V: hệ số kể đến vòng quay, V = (vòng quay) Kt : hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ, kt = (t < 1000) Kd : hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3[1], chọn kd = 1,1 => Q6 > Q5 Vậy ta cần kiểm nghiệm cho ổ đủ Do truyền làm việc với tải trọng thay đổi nên theo công thức 11.12[1], tải trọng động tương đương tác dụng lên ổ là: Q6 10 10 20 27 + (0, 7) = 30737,9 ( N ) 47 47 QE = Theo công thức 11.1[1] ta có: QE m L Cd = Với: QE : tải trọng động tương đương 10 m: bậc đường cong mỏi, m = L : tuổi thọ ổ, tính triệu vịng quay Theo cơng thức 11.2[1] ta có: SVTH: Lại Hữu Tồn – MSSV: 21304188Trang 47 ĐAMH: Chi tiết máy GVHD: Dư Văn Rê Lh 60n L= Lh ⇒L= 106 : tuổi thọ ổ, Lh 17360.60.27 = 28,12 106 = 17360 giờ; n3 = 27 vòng/phút (triệu vòng) 10 ⇒ Cd = 30, 7379 28,12 = 83, 636 (kN) < C = 141 kN => Ổ thoả mãn khả tải động Kiểm nghiệm khả tải tĩnh ổ Theo công thức 11.19[1] tải trọng tĩnh quy ước tác dụng vào ổ là: Qt = X0Fr + Y0Fa Với: Fa6 = -1650 N Fa5 = 13844N X0, Y0 : hệ số tải trọng hướng tâm, theo bảng 11.6[1] có X0 = 0,5 Y0 = 0,22cotgα = 0,22.cotg14,33 = 0,86 Nên ta có: Qt6 = (0,5.33,563+0,86.(-1,650)) = 15,36 kN Qt5 = (0,5.5,778+0,86.13,844) = 14,79 kN Do lấy Q0 = 15,36 kN => Q0 < C0 = 125 kN => Ổ thoả mãn khả tải tĩnh Chọn khớp nối Sử dụng phương pháp nối trục vòng đàn hồi Hai nửa nối trục nối với phận đàn hồi, sử dụng phận đàn hồi cao su Nhờ có phận đàn hồi nối trục đàn hồi có khả giảm va đập chấn động, đề phòng cộng hưởng dao động xoắn gây nên bù lại độ lệch trục Mômem xoắn danh nghĩa cần truyền là: T = T3 = 75804 Nmm Mômen xoắn tính tốn là: Theo cơng thức 16.1[2] ta có: Tt = k.T Với k: hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy Theo bảng 16.1[2] lấy k = 1,5 Vậy Tt = 1,5.75,804 = 113,71 (Nm) Theo bảng 16.10a[2], với đường kính trục 25 mm ta chọn kích thước nối trục vòng đàn hồi sau: D dm L l d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l2 125 65 145 60 45 90 460 Kích thước vịng đàn hồi SVTH: Lại Hữu Tồn – MSSV: 21304188Trang 48 42 30 28 32 ĐAMH: Chi tiết máy dc 14 dl M10 GVHD: Dư Văn Rê D2 20 l 62 l1 34 l2 15 l3 28 h - *Kiểm nghiệm điều kiện bền vòng đàn hồi chốt Ta có điều kiện sức bền dập vòng đàn hồi là: σd = 2kT ≤ [σ ] d ZDo d c l3 σd = với [σ ] d 2.1,5.75804 = 1, 61( MPa ) 4.90.14.28 Ta có Điều kiện sức bền chốt: σu = kTlo ≤ [σ ] u 0,1.d c Do Z lo = l1 + σu = với = MPa thỏa mãn σ d ≤ [σ ] d [σ ] u = 60 ÷ 80MPa , l2 15 = 34 + = 41,5(mm ) 2 1,5.75804.41,5 = 47, 77 ( MPa ) 0,1.143.4.90 σ u ≤ [σ ] u Ta có thỏa mãn Vậy nối trục vịng đàn hồi chọn thỏa mãn điều kiện bền dập vịng đàn hồi chốt IV TÍNH TỐN VÀ CHỌN CÁC YẾU TỐ CỦA VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC Các kích thước vỏ hộp giảm tốc a Chiều dày - Chiều dày thân hộp: δ0 = 0,03.abv-tv + = 0,03.242,5 + = 10,28 (mm) δ0 = Lấy 10 mm - Chiều dày nắp bên: δ1 = 0,03.awbr + = 0,03.160 + = 7,8 (mm) δ0 = Lấy mm - Chiều dày nắp trên: SVTH: Lại Hữu Toàn – MSSV: 21304188Trang 49 ĐAMH: Chi tiết máy δ = 0,9.δ δ2 = GVHD: Dư Văn Rê = 0,9.10 = Lấy mm - Chiều dày nắp ổ kép: δ = δ1 = mm b Gân tăng cứng - Chiều dày: e = (0,8÷1)10 = ÷ 10 Lấy e = mm - Chiều cao: h = 50 mm - Độ dốc : 20 c Đường kính - Bulông nền: d1 > 0,04atv-bv +10 = 0,04.242,5 + 10 = 19,7 Lấy d1 = 20 mm - Bulông cạnh ổ: d2 = (0,7÷0,8) d1 = 14÷16 Lấy d2 = 14 mm - Bulơng ghép nắp bích thân: d3 = (0,8 ÷ 0,9)d2 = 11,2 ÷ 12,6 Lấy d3 = 10 mm - Vít ghép nắp ổ: d4 = (0,6÷0,7)d2 = 8,4 ÷ 9,8 Lấy d4 = mm - Vít ghép nắp cửa thăm: d5 = (0,5÷0,6)d2 = 7÷ 8,4 Lấy d5 = mm d Mặt bích ghép nắp thân - Chiều dày bích thân hộp S3 = (1,4 ÷ 1,8)d3 = 14 ÷ 18 mm Lấy S3 = 18 mm - Chiều dày bích nắp S4 = (0,9 ÷ 1)S3 = 16,2 ÷ 18 mm Lấy S4 = 18 mm - Chiều dày bích nắp bên S5 = (1,4 ÷ 1,8)d4 = 12,6÷ 16,2 mm Lấy S4 = 13 mm r Khe hở chi tiết - Bánh răng, bánh vít với thành hộp: ∆1 ≥ ( ÷ 1, ) δ = 11 ÷ 13, Lấy - Đỉnh bánh lớn tới đáy ∆ ≥ ( ÷ ) δ = 33 ÷ 55 Lấy ∆1 ∆1 s Mặt đế hộp SVTH: Lại Hữu Toàn – MSSV: 21304188Trang 50 = 13 mm = 50 mm ĐAMH: Chi tiết máy GVHD: Dư Văn Rê - Bề rộng mặt đế hộp: K1 = 3d1 = 3.20 = 60 (mm) S1 = (1,3÷1,5)d1 = 26÷30 Lấy S1 = 28 mm t Kích thước gối trục - Tâm lỗ bulông cạnh ổ E2 = 1,6d2 = 1,6.14 = 22,4 Lấy E2 = 22 mm R2 = 1,3d2 = 1,3.14 = 18,2 Lấy R2 = 18 mm - Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K2 = E2 + R2 + (3÷5) = 22 + 18 + (3÷5) = 43÷45 Lấy K2 = 45 mm => K3 = 40 mm u Số lượng bulông z= L+B 200 ÷ 300 Tính sơ ∆1 L = l11 + l12 +2 = 123 + 64 + 2.13 = 213 (mm) Lấy L = 213 mm ∆1 B = l31 + = 234 + 2.13 = 260 Lấy B = 260 mm 213 + 260 ⇒Z = = 1,58 ÷ 2,37 200 ÷ 300 Lấy z = Một số chi tiết khác a Cửa thăm Dùng để kiểm tra, quan sát tiết máy hộp lắp ghép để đổ dầu vào vào hộp Cửa thăm đậy nắp Trên nắp có gắn nút thơng Kích thước cửa thăm sau: Các ký hiệu kích thước bảng 18.5[2] A 100 B 75 A1 150 B1 100 C 125 K 87 R 12 Vít M8 x 22 Số lượng b Nút thông Khi làm việc, nhiệt độ hộp tăng lên Để giảm áp suất điều hồ khơng khí bên bên ngồi hộp, ta dùng nút thông Nút thông nắp cửa thăm Theo bảng 18.6[2] ta chọn kích thước nút thơng sau: Ký hiệu kích thước hình vẽ bảng 18.6[2] A B C D E G H I SVTH: Lại Hữu Toàn – MSSV: 21304188Trang 51 K L M N O P Q R S

Ngày đăng: 09/07/2016, 08:58