Chi Tiet May

I. Chọn động cơ: Ncông tác =

3000.1.05 = 3,15 (kW) 1000

η =η kn .ηô4 .η r2 .η x Tra bảng 2-1 trang 27 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy

η = 1 . 0,984 . 0,972 . 0.95 = 0,82 Ncần thiết =

N công tác

η

=

3,15 = 3,82 (kW) 0,82

Tra bảng 2P trang 322 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy chọn được động cơ kí hiệu A02-42-6 , N = 4 (Kw), n = 960 (v/ph). II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN: Tốc độ quay của trục công tác

V = i=

πDn 60.1000

⇒

n=

60.1000.V 60.1000.960 = = 50,15 (v/ph) 3,14.400 πD

nđc = 19.13 n

Mà i = ikn .ih . i x ⇒ ih =

i 19.13 = = 6.37 ikn . ix 1.3

i = in . ic ⇒ ih = 1,2.ic2 (in = (1,2 − 1,3)ic ) ⇒ ic =

ih 6,37 = = 2,305 1,2 1,2

in = 2,305.1,2 = 2.766 Trục I n N

Động cơ 1 960 4 kW

I

II

III in= 2,766 ic = 2,305 960 347 150 3,92 kW 3,72 kW 3.52 kW

IV ix = 3 50 3,29 kW

PHẦN II: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN I. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH ỐNG CON LĂN 1. Chọn loại xích ống con lăn vì rẻ hơn xích răng, do không yêu cầu bộ truyền phải làm việc êm, không ồn. 2. Theo bảng 6-3 trang 105 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy với tỉ số truyền

i=

n1 150 = = 3 chọn số răng đĩa dẫn Z1 = 25 số răng đĩa bị dẫn [Công thức 6-6 n2 50

trang 105 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy] Z2 = 3.25 = 75 3. Tìm bước xích t Tính hệ số điều kiện sử dụng [Công thức 6-6 trang 105 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy]

k = k đ . k A . k o k đc . k b . k c

Trong đó:

kđ = 1,2 tải trọng va đập nhẹ kA = 1 chọn khoảng cách trục A = (30-50)t ko = 1 chọn góc nghiêng nhỏ hơn 60o kđc = 1,2 trục không điều chỉnh được kb = 1.5 bôi trơn định kì kc = 1.25 làm việc 2 ca vậy k = 1,2.1.1.1,2.1,5.1,25 = 2,7 Hệ số bánh răng đĩa dẫn k z =

Z o1 25 = =1 Z1 25

Hệ số vòng quay đĩa dẫn k n =

no1 200 = = 1,3 (chọn no1 = 200) n1 150

Công suất tính toán [Công thức 6-7 trang 106 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy] Nt = N . k .kz . kn = 4 . 2,7 . 1,3 = 13,34 Tra bảng 6-4 trang 110 sách chi Thiết Kế Chi Tiết Máy với no1 = 200 v/ph chọn được ống xích con lăn một dãy có bước t = 31,15mm diện tích bản lề F = 262,2mm2 có công suất cho phép [N] = 20,1 kW. Với loại xích này theo bảng 61 trang 103 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy tìm được kích thước chủ yếu của xích, tải trọng phá hỏng Q = 70000N, khối lượng 1 mét xích q = 3,73kg. Kiểm nghiệm số vòng quay theo điều kiện [Công thức 6-9 trang 107 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy]. Theo bảng 6-5 trang 107 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy với t = 31,15mm và số răng đĩa dẫn Z1 = 25, số vòng quay giới hạn ngh của đĩa dẫn có thể đến 740v/ph, như vậy điều kiện công thức 6-9 đượng thỏa mãn (n1 = 150v/ph). 4. Định khoảng cách trục A và số mắc xích X.

Tính số mắt xích [Công thức 6-4 trang 103 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy] 2

2

Z + Z 2 2 A  Z 2 − Z1  t 25 + 75 2.30  75 − 25  31.75 X= 1 + + = + + = 118   2 t  2π  A 2 31.75  2.3,14  30 Chọn X = 118 Kiểm nghiếm số lần va đập trong 1 giây [Công thức 6-16 trang 108 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy]

u=

Zn 25.150 = = 2 .1 15 X 15.118

Tra bảng 6-7 trang 109 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy số lần va đập trong 1 giây [u] = 25, cho nên điều kiện u ≤ [ u ] được thỏa mãn. Tính chính xác khoản cách trục A theo số mắc xích đã chọn [Công thức 6-3 trang 103 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy] 2 2 Z1 + Z 2 Z1 + Z 2  Z 2− Z 1   t   A = X − + X −  − 8   4 2 2 2 π       2 2 31.75  75 + 25 75 + 25  75 − 25     118 − = + 118 −  − 8   = 1049mm 4  2 2 2 π       Để xích khỏi bị quá căng ∆A = 0,003 A = 1046mm tính đường kính vòng

chia của đĩa xích [Công thức 6-1 trang 103 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy]

31.75 = 253mm Đĩa dẫn 180 o sin 25 31.75 d 21 = = 758mm Đĩa bị dẫn 180 o sin 75 d c1 =

Tính lực vòng tascdung lên trục [Công thức6-17 trang109 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy]

6.10 7 k t N 6.10 71,15.4 R ≈ kt P = = = 2318 N Ztn 25.31,75.150 kt = 1,15 bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng 1 góc nhỏ hơn 40o II. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG A. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh 1.Chọn loại vật liệu làm bánh răng nhỏ thép 45, phôi rèn giải thiết đường kính nhỏ hơn 100mm

σ b = 600 N / mm , σ ch = 300 N / mm , BH = 200 Chọn loại vật liệu làm bánh răng nhỏ thép 45, phôi rèn giải thiết đường kính 100-300mm σ b = 500 N / mm , σ ch = 260 N / mm , BH = 170 (Tra bảng 3-6 trang 39 và bảng 3-8 trang 40 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy) 2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép a. Ứng suất tiếp xúc cho phép Số chu kì tương đương của bánh lớn [Công thức 3-14 trang 42 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy] Ntđ2 = 5.300.12.60.960[13.0,7 + 0,83.0,3] = 885.106 > No = 107 (bảng 3-9 trang 43 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy)

Trong đó : n2 =

n1 = 347v / ph 2,766

Vậy đương nhiên là số chu kì làm việc tương đương bánh nhỏ cũng lớn hơn số chu kì cơ sở Ntđ1 = Ntđ2i Do đó hệ số chu kì ứng suất kN của cả hai bánh răng đều bằng 1. Ứng suất cho phép của bánh lớn

[σ ] tx 2 = 2,6.170 = 442 N / mm

Ứng suất cho phép của bánh nhỏ

[σ ] tx1 = 2,6.200 = 520 N / mm

b. Ứng suất uốn cho phép Số chu kì tương đương của bánh lớn [Công thức 3-8 trang 44 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy] Ntđ2 = 5.300.12.60.960[16.0,7 + 0.86.0,3] = 807.106 > No = 107 Ntđ1 = Ntđ2i = 2,766.807.106 = 2232.106 > No = 107 '' Vậy cả Ntđ1 và Ntđ2 đều lớn hơn No = 5.106 do đó k N = 1. Giới hạn mỏi uốn của thép 45 σ −1 = 0,43.600 = 258 N / mm 2 , giới hạn mỏi uốn của thép 35 σ −2 = 0,43.500 = 215 N / mm 2 .

Hệ số an toàn n = 1,5, hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K σ = 1,8 . Vì ứng suất uốn thay đổi theo chu kì mạch động cho nên dùng [Công thức 3-5 trang 42sách Thiết Kế Chi Tiết Máy] để tính ứng suất uốn cho phép. Bánh nhỏ

[σ ] u1= 1,5.258 = 143,3N / mm2 1,5.1,8

Bánh lớn

[σ ] u 2 = 1,5.215 = 119,4 N / mm 2 1,5.1,8

3. Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K = Ktt.Kđ = 1,3 4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng ψ A =

b = 0,4 A

5. Tính khoảng cách trục A theo [Công thức 3-10 trang 45 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy] 2

 1,05.106  KN 3  A ≥ ( i ± 1)  = ( 2,766 − 1) 3  σ txi  ψ Aθ n2 = 108mm

2

 1,05.106  1,4.4    442.2,766  0,4.1,25.347

6. Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng Vận tốc vòng [Công thức 3-17 trang 46 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy]

V=

2πAn1 2.3,14.108.960 = = 2,82 60.1000( i ± 1) 60.1000.3,766

Tra bảng 3-11 trang 46 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy chọn cấp chính xác 9. 7. Định tải trọng K b = ψ A . A = 0,4.108 = 43,2mm chọn b = 44mm Đường kính vòng lăn bánh nhỏ

d1 = Do đó ψ d =

2.108 = 5735mm 3,766

44 = 0,76 57,35

Tra bảng 3-12 trang 47 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy được Ktt = 1,16 Hệ số tập trung tải theo thực tế [Công thức 3-20 trang 47 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy]

K tt =

K ttb + 1 = 1,08 2

Tra bảng 3-14 trang 48 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy Kđ = 1,2 K = Ktt.Kđ = 1,08.1,2 = 1,296 Sai lệch lớn so với trị số K dự đoán K = 1,4 Tính lại A = 1083

1,3 = 106mm 1,4

b = 0,4.106 = 42,4mm chọn b = 42mm. 8. Xác định modun, số răng và góc nghiêng của răng Modun pháp mn = (0,01 – 0,02).106 = (1,06 – 2,12)mm

Chọn mn = 2mm Sơ bộ chọn góc nghiêng β = 10 o , cos β = 0,985 Tổng số răng của 2 bánh

2 A cos β 2.106.0,985 = = 104 mn 2 Zt 104 = = 27 Số răng bánh nhỏ Z1 = i + 1 3,766 Z t = Z1 + Z 2 =

Số răng bánh lớn Z2 = 2,766.27 = 77 Tính chính xác góc nghiêng β Công thức 3-28 trang 50 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy

cos β =

( Z1 + Z 2 ) mn = ( 27 + 77 ) 2 = 0,9811 ⇒ cos β = 11,14 2A

2.106 2,5.m n 2,5.2 = = 25mm Chiều rộng bánh răng b = 42 > sin β 0,1932

9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của bánh răng Tính số răng tương đương [Công thức 3-37 trang 52 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy] Bánh nhỏ Z tđ 1 =

Z 27 = = 28 2 cos β ( 0,9811) 2

Bánh lớn Z tđ 2 =

Z 77 = = 78 2 cos β ( 0,9811) 2

Hệ số dạng bánh răng bảng 3-18 trang 52 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy Y1 = 0,451 Y2 = 0,487 Lấy hệ số θ ′′ = 0,15 Kiểm nghiệm ứng suất uốn [Công thức 3-34 trang 51 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy] Đối với bánh răng nhỏ

19,1.106 KN 19,1.1061,5.4 σ u1 = = = 26,25 N / mm 2 2 y1.mn Znbθ ′′ 0,451.4.28.960.60.1,5 Đối với bánh lớn

σ u 2 = σ u1

0,451 = 24,3 N / mm 2 0,487

10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn. Ứng suất tiếp xúc cho phép [Công thức 3-43 trang 53 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy] 2 Bánh răng nhỏ [σ ] txqt1 = 2,5[σ ] tx1 = 2,5.520 = 1300 N / mm Bánh răng lớn [σ ] txqt 2 = 2,5[σ ] tx 2 = 2,5.442 = 1105 N / mm Ứng suất uốn cho phép [Công thức 3-46 trang 53 sách Thiết Kế Chi Tiết 2

Máy]

2 Bánh nhỏ [σ ] uqt1 = 0,8.σ ch = 0,8.300 = 240 N / mm

Bánh lớn [σ ] uqt 2 = 0,8.σ ch = 0,8.260 = 208 N / mm Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc [Công thức 3-41 trang 53 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy] 2

σ txqt

1,05.106 = Ai

( i + 1) 3 KN θ ′bn2

=

1,05.106 3,7663.1,4.4 = 458,8 N / mm 2 106.2,766 1,25.42.347

Kiểm nghiệm sức bền uốn [Công thức 3-38 trang 53 và công thức 3-42 trang 53 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy] 2 Bánh nhỏ σ uqt1 = σ u1 .K qt = 18,33.1,8 = 32,9 N / mm < [σ ] uqt1 2 Bánh lớn σ uqt 2 = σ u 2 .K qt = 16,87.1,8 = 30,3 N / mm < [σ ] uqt 2

11.Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bảng 3-2 trang 36 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy. Modun pháp mn = 2mm Số răng Z1 = 27 Z2 = 77 o Góc ăn khớp α n = 20 Góc nghiêng β = 11,14 o Đường kính vòng chia

mn Z 1 2.27 = = 55 cos β 0,9811 mZ 2.77 d2 = n 2 = = 157 cos β 0,9811 d1 =

Khoảng cách trục A = 106 Chiều rộng bánh răng b = 42mm Đường kính vòng đỉnh De1 = 55 +2.2 = 59mm

Đường kính vòng chân

De2 = 157 + 2.2 = 161mm Di1 = 55 – 4 – 2.0,3 = 50,4mm Di2 = 157 – 4 – 2.0,3 = 152,4mm

12. Tính lực tác dụng trên trục [Công thức 3-50 trang 54 sách Thiết Kế Chi Tiết Máy]

2.9,55.10 6 = 1447 N 55.960 1447tg 20 o = 536,8 N Lực hướng tâm Pr = 0,9811 Lực dọc trục Pa = 1447.tg11,14 o = 285 N Lực vòng P =