Tài liệu Đồ án môn học - Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải docx

Đồ án chi tiết máy Lời nói đầu Trong tất máy móc khí có chuyển động học phận máy Muốn có chuyển động cần phải có lượng Một dạng lượng dễ kiếm, dễ sử dụng có mặt khắp nơi điện Trong lịch sử phát minh, người thấy có động điện thiết bị tối ưu có tác dụng biến lượng điện thành để thực chuyển động học cần thiết Trong sản xuất công nghiệp, để nâng cao suất hiệu kinh tế tính khả thi người ta chế tạo động điện có cơng suất vận tốc quay giá trị cụ thể lập bảng tiêu chuẩn Trong đó, chuyển động học máy móc lại cần cơng suất bất kì, khơng theo dẫy số tiêu chuẩn Vì vậy, động điện truyền trực tiếp công suất sang cho hệ thống chuyển động mà phải thông qua thiết bị chuyển đổi công suất dễ chế tạo Một thiết bị hộp giảm tốc Hộp giảm tốc cấu truyền động ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền khơng đổi dùng để giảm vận tốc góc tăng mômen xoắn Như vậy, ta thấy rằng, hệ thống máy móc chuyển động cần phải có động cơ, truyền, hộp giảm tốc (hoặc hộp tăng tốc) hệ thống tải Một hệ thống gọi hệ thống dẫn động khí Trên thực tế , thiết kế hệ thống dẫn động khí ta phải khảo sát tất số liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế Nhưng đồ án môn học Chi Tiết Máy này, số liệu cho trước ta phải thiết kế hệ thống mà Đồ án chi tiết máy Mục Lục Trang Lời nói đầu -1 Dữ liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN -1.1> Chọn động 1.2> Phân cấp tỉ số truyền 1.2.1> Tỉ số truyền hệ dẫn động 1.2.2> Tốc độ vòng quay trục 1.2.3> Công suất mômen xoắn trục CHƯƠNG 2: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 2.1> Thiết kế truyền bánh hộp giảm tốc 2.1.1> Chọn vật liệu xác định ứng suất cho phép 2.1.2> Tính tốn cấp chậm 2.1.3> Tính tốn cấp nhanh 2.2> Thiết ké truyền xích 2.2.1> Chọn loại xích 2.2.2> Xác định thơng số truyền xích CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI 3.1> Chọn vật liệu tính khoảng cách, lực 3.1.1> Xác định sơ đường kính trục 3.1.2> Xác định khoảng cách gối đỡ điểm đặt lực 3.1.3> Xác định trị số chiều lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục 3.2> Thiết kế trục chọn ổ lăn 3.2.1> Tính trục 3.2.2> Chọn ổ lăn 3.3> Chọn khớp nối CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC Đồ án chi tiết máy Tài liệu tham khảo [1] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí Tập1,2 Nxb Giáo dục Hà Nội [2] Nguyễn Trọng Hiệp – Chi tiết máy Tập1,2 Nxb Giáo dục Hà nội 1994 [3] Ninh Đức Tốn – Dung sai lắp ghép Nxb Giáo dục Hà nội 2004 [4] Đỗ Sanh, Nguyễn Văn Vượng, Phan Hữu Phúc – Giáo trình kỹ thuật Nxb Giáo dục Hà nội 2002 Đồ án chi tiết máy ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY Thiết kế hệ dẫn động xích tải Phần 1: Thuyết minh Dữ liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế • • • • • Tmm = 1,4.T1 T2 = 0,5.T1 t1 = (h) t2 = (h) tck = 16 (h) Động Nối trục đàn hồi Hộp giảm tốc Bộ truyền xích Xích tải Số liệu cho trước: Lực kéo xích tải -: F = 4.000 (N) Vận tốc xích tải -: v = 0,25 (m/s) Số đĩa xích tải : z = 30 Bước xích tải -: p = 25,4 (mm) Thời hạn phục vụ -: I h = 23.000(h) Số ca làm việc -: Góc nghiêng đường nói tâm truyền ngồi: 300 Đặc tính làm việc : va đập nhẹ Khối lượng thiết kế : Một vẽ lắp hộp giảm tốc - khổ A0 Một vẽ chế tạo chi tiết - khổ A3 Một thuyết minh Đồ án chi tiết máy CHƯƠNG1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN CẤP TỈ SỐ TRUYỀN 1.1,Chọn động - Công suất cơng tác xích tải: - Cơng suất u cầu trục động cơ: F v 4000.0,25 = = (KW) 1000 1000 P = 1,143 (KW) Pyc = ct = ηΣ 0,875 Pct = η Σ : Hiệu suất tổng truyền η Σ = η ng ∗ η ng ∗ η h = 0,99 0,93 0,95 = 0,875 η ng = 0,99 : Hiệu suất nối trục đàn hồi η ng = 0,93 : Hiệu suất truyền xích η h = 0,95: Hiệu suất hộp giảm tốc Chọn uh = 18 ; ung2 = ; ( ung1 = 1) Suy u Σ = 18 4.1 = 72 Số vòng quay sơ động : nsb = nct u Σ = 19,69 72 = 1418 (vịng/phút) Trong đó: Trong đó: Số vịng quay trục công tác: nct = 60000.v 60000.0,25 = =19,69(vg/ph) z p 30.25,4 Chọn số vòng quay đồng động là: nđb = 1500(vòng/phút) Theo bảng P1.2 [1] tập1: Với Pyc = 1,143 nđb = 1500(vòng/phút) ⇒ Chọn động DK41- 4; có Pđc = 1,7 (KW) , nđc = 1420 (vòng/phút) Hệ số tải Kqt = T TK = 1,4 ≥ mm = 1,4 Tdn T1 Khối lượng động cơ: G = 39 (kg) Đường kính trục động dđc = 25 (mm) 1.2,Phân cấp tỉ số truyền: 1.2.1,Tỷ số truyền hệ dẫn động: uΣ = ndc 1420 = = 72 nct 19,69 Tỉ số truyền chung hộp giảm tốc: uh = uΣ 72 = = 18 u ng1 u ng 1.4 u h = u1 u = 18 Ta có : Theo bảng(3.1), [1], tập1 tìm được: u1= 5,31 ; u2 = 3,39 Trong đó: u1 : Tỉ số truyền cấp nhanh hộp giảm tốc u2 : Tỉ số truyền cấp chậm hộp giảm tốc 1.2.2, Tính tốc độ quay trục: Đồ án chi tiết máy nct = 19,69 (vòng/phút) nIII = nct ung2 = 19,69 = 78,76(vòng/phút) nII = nIII u2 = 78,76 3,39 = 267(vòng/phút) nI = nđc =1420 (vòng/phút) Trên trục công tác: Trục III : Trục II : Trục I : 1.2.3, Công suất mômen trục: Trục công tác: Pct = (KW) Tct = 9,55 106 Trục III: PIII = Pct η ng = = 485017,8 (Nmm) 19,69 = 1,075 (KW) 0,93 1,075 = 130348,5 (Nmm) 78,76 P 1,075 1,075 = = 1,12 (KW) PII = III = η III − II η ol η BR 0,99.0,97 1,12 TII = 9,55 106 = 40060 (Nmm) 267 PII 1,12 = = 1,1663 (KW) PI = η ol η BR 0,99.0,97 1,1663 TI = 9,55 106 = 7843,8 (Nmm) 1420 P 1,1663 = 1,178 (KW) Pđc = I = 0,99 η ol 1,178 Tđc = 9,55 106 = 7922,5 (Nmm) 1420 TIII = 9,55 106 Trục II : Trục I : Trục động cơ: Trong đó: η ol : Hiệu suất cặp ổ lăn η BR : Hiệu suất cặp bánh Trục Thông số Tỉ số truyền u Công suất P (KW) Số vịng quay n(vg/ph) Mơmen xoắn T(N.mm) Động 1,178 1420 7922,5 I II 5,31 1,1663 1420 7843,8 1,12 267 40060 III 3,39 1,075 78,76 130348,5 Làm Việc 19,69 485017,8 CHƯƠNGII: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN: Đồ án chi tiết máy 2.1,Thiết kế truyền bánh hộp giảm tốc: 2.1.1,Chọn vật liệu xác định ứng suất cho phép: Chọn vật liệu cấp bánh nhau: Cụ thể, theo bảng 6.1 [1] tập1 chọn: Bánh nhỏ: thép 45 tơi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285,có σ b1 = 850 MPa, σ ch1 = 580 MPa Bánh lớn: thép 45 cải thiện đạt độ rắn HB 192 240,có σ b = 750 MPa, σ ch = 450 MPa Phân cấp tỉ số truyền uh =18; cấp nhanh u1 = 5,31 ; u2 = 3,39 Xác định ứng suất cho phép: Theo bảng 6.2 , [1], tập1, với thép 45 cải thiện đạt độ rắn HB 180 350 0 σ H lim = HB + 70; S H = 1,1; σ F lim = 1,8 HB; S F = 1,75; Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1= 245 ; độ rắn bánh lớn HB2 = 230 Khi đó: 0 σ H lim1 = HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560MPa; σ F lim1 = 1,8 HB1 = 1,8.245 = 441MPa 0 σ H lim = HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530MPa; σ F lim = 1,8 HB2 = 1,8.230 = 414 MPa Theo (6.7), [1], tập1 có: NHE = 60c Σ ( Ti Tmax )3.ni.ti t ⎞ 1420 ⎛ NHE2 = 60c.(n1/u1) t Σ Σ(Ti Tmax )3 i = 60.1 + 0,5 .23000⎜13 ⎟ = 1,75.10 〉 N HO Σt i 6+9⎠ 5,31 ⎝ 6+9 ⇒ K HL = ; Tương tự: ⇒ K HL1 = ; Như theo (6.1a),[1],tập1, sơ xác định được: [σ H ] = σ H lim K HL SH [σ H ]1 = σ H lim1 K HL1 = 560.1 = 509MPa SH 1,1 [σ H ]2 = σ H lim K HL = 530.1 = 481,8MPa SH 1,1 Với cấp nhanh sử dụng thẳng ⇒ [σ H ]' = min([σ H ]1 , [σ H ]2 ) = 481,8MPa [σ ] + [σ H ]2 509 + 481,8 = = 495,4MPa Với cấp chậm sử dụng nghiêng ⇒ [σ H ]'' = H Theo (6.8),[1],tập1: NFE = 60c t Σ Σ(Ti Tmax )6 NFE2 = 60c ti Σt i ⎞ 1420 ⎛ 23000.⎜16 + 0,5 ⎟ = 1,51.10 ; NfE2 > NFO = 4.10 6+9⎠ 5,31 ⎝ 6+9 Đồ án chi tiết máy ⇒ K FL = ; tương tự K FL1 = Theo (6.2a),[1],tập1, với truyền quay chiều: KFC = 1, ta có 441.1.1 = 252 MPa F 1,75 [σ F ] = σ F lim K FC K FL S = 414.1.1 = 236,6MPa F 1,75 [σ F1 ] = σ F lim1 K FC K FL1 S = ứng suất tải cho phép: Theo (6.13) (6.14),[1],tập1 có: [σ H ]max = 2,8.σ ch = 2,8.450 = 1260MPa [σ F1 ]max = 0,8.σ ch1 = 0,8.580 = 464MPa [σ F ]max = 0,8.σ ch = 0,8.450 = 360MPa 2.1.2, Tính tốn cấp chậm ( truyền bánh trụ nghiêng ) ♦ Xác định sơ khoảng cách trục : a w = K a (u + 1).3 TII K Hβ [σ H ]'' u ψ ba : ψ ba : hệ số, tỉ số chiều rộng vành khoảng cách trục Tra bảng (6.6),[1],tập1,ta chọn ψ ba = 0,4 K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh loại Tra bảng (6.5),[1], tập1 K a = 43 K Hβ : Hệ số kể đến phân bố không tải trọng chiều rộng vành tính tiếp xúc.Với hệ số ψ bd = 0,53.ψ ba (u2+1) = 0,53.0,4.(3,39+1) = 0,93 ; tra bảng (6.7), [1], tập1, ta K Hβ = 1,15 ; K Fβ = 1,32 (sơ đồ 3) a w = 43(3,39 + 1).3 40060.1,15 = 97,65(mm) 495,4 2.3,39.0,4 => lấy a w2 = 115(mm) ♦ Xác định thông số ăn khớp Mơđun m = (0,01 ÷ 0,02) a w2 = (0,01 ÷ 0,02).115 = 1,15 ÷ 2,3 mm Chọn m=1,5 (bảng 6.8, [1]) Chọn sơ β = 30 ⇒ cos β = 0,866 Số bánh nhỏ (công thức 6.31),[1], tập1 2.a w cos β 2.115.0,866 z1 = = = 26,3 => lấy z1 = 26 m(u + 1) 1,5.(3,39 + 1) Số bánh lớn z = u z1 = 3,39.26 = 88,14 => lấy z = 88 Do đó, tỉ số truyền thực : Đồ án chi tiết máy um = Khi đó: z 88 = = 3,38 z1 26 m.( Z + Z ) 1,5.(26 + 88) = = 0,855 ⇒ β = 31,24 = 31014 ' 24 '' cos β = 2.a w 2.115 ♦ Các thông số truyền : Góc prơfin gốc : α = 20 (theo TCVN 1065-71) Góc nghiêng : β = 31014'24" Góc prơfin Góc ăn khớp: ⎛ tg 20 ⎞ ⎛ tgα ⎞ : α t = arctg ⎜ ⎟ ⎜ cos β ⎟ = arctg ⎜ 0,855 ⎟ = 23 3'33" ⎟ ⎜ ⎠ ⎝ ⎠ ⎝ ⎡ ⎡ 1,5 cos 20 ⎤ m cos α ⎤ = arccos⎢(26 + 88) α tw = arccos⎢(Z1 + Z ) ⎥ ⎥ = 36 32'25" 2.115 ⎦ 2.a w ⎦ ⎣ ⎣ a w = 115(mm) Khoảng cách trục : Mô đun: m=1,5mm bw = ψ ba a w = 0,4.115 = 46(mm) Chièu rộng vành răng: ⇒ Mỗi bánh có chiều rộng vành là: 23 mm Z1 = 26 ; Z2 = 88 um = 3,38 Số bánh răng: Tỉ số truyền cấp chậm: Đường kính chia Đường kính lăn z1 26 = 1,5 = 45,6( mm) cos( β ) 0,855 z2 88 d = m = 1,5 = 154,4( mm) cos( β ) 0,855 2a 2.115 : d w1 = w = = 45,66(mm) um + 3,38 + d w = d w1 u m = 45,66.3,38 = 154,3(mm) : d = m Đường kính đỉnh : d a1 = d1 + 2.m = 45,6 + 2.1,5 = 48,6(mm) d a = d + 2.m = 154,4 + 2.1,5 = 157,4(mm) Đường kính đáy : d f = d1 − 2,5.m = 45,6 − 2,5.1,5 = 41,85(mm) d f = d − 2,5.m = 154,4 − 2,5.1,5 = 150,65( mm) Hệ số trùng khớp ngang: ⎡ ⎛1 + ⎝ z1 z ε α = ⎢1,88 − 3,2⎜ ⎜ ⎣ ⎞⎤ ⎡ ⎞⎤ ⎛ ⎟⎥ cos β = ⎢1,88 − 3,2⎜ + ⎟⎥.0,855 = 1,47 ⎟ ⎝ 26 88 ⎠⎦ ⎣ ⎠⎦ Đồ án chi tiết máy Hệ số trùng khớp dọc : ε β = bw sin β 40 sin 31014'24' ' = = 4,4 m.π 1,5.π Góc nghiêng hình trụ sở : tgβ b = cos α t tgβ = cos 23 3'33' '.tg 31014'24' ' = 0,558 ⇒ β b = 29,16 = 29 9'36" ♦ Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Hệ số kể đến tính vật liệu bánh ăn khớp (tra bảng 6.5, [1], tập1 ⇒ Z M = 274 MP a3 Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : cos β b cos 29,16 ZH = = = 1,35 sin 2α tw sin(2.36,54 ) Hệ số kể đến trùng khớp : Zε = εα = = 0,825 1,47 Vận tốc vòng bánh : v = π d w1 n2 60000 = π 45,66.267 60000 = 0,64(m / s) Tra bảng 6.13, [1], tập1=> cấp xác động học 9, chọn cấp xác mức tiếp xúc Tra bảng (6.14), [1], tập1,với CCX9, v chọn d1 =18(mm) 0,2.[τ ] 0,2.12 d2 ≥ T2 40060 =3 = 25,56(mm) => chọn d = 28(mm) 0,2.[τ ] 0,2.12 d3 ≥ T3 130348,5 =3 = 37,87(mm) => chọn d = 40(mm) 0,2.[τ ] 0,2.12 3.1.2> Xác định khoảng cách gối đỡ điểm đặt lực 17 Đồ án chi tiết máy Dựa vào bảng 10.2 [1], tập1, chọn chiều rộng ổ lăn d(mm) 18 28 40 b0 (mm) 15 19 23 Chiều dài mayơ đĩa xích bánh : l mki = (1,2 ÷ 1,5).d k l m1i =(1,2 1,5).18= 21,6 27 => l m12 = 25 (mm) l m 2i =(1,2 1,5).28= 33,6…42 => l m 22 = l m 24 = 35(mm) l m 23 = 40(mm) l m3i =(1,2 1,5).40= 48 60 => l m 32 = l m 33 = 55(mm) l m 34 = 50(mm) Chiều dài mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi: l m13 = (1,4 2,5) d1 =(1,4 2,5).18 = 25,2 45 => chọn l m13 = 40(mm) Khoảng cơngxơn trục tính từ chi tiết hộp giảm tốc đến gối đỡ : l cki = 0,5(l mki + b0 ) + k + hn => l c13 = 0,5.(40+15)+10+15 = 52,5(mm) l c 34 = 0,5(50+23)+10+15= 61,5(mm) Khoảng cách từ gối đỡ đến chi tiết quay: l 22 l 23 l 24 l 21 l13 = l 32 = 0,5(l m 22 + b0 ) + k1 + k = 0,5(35 + 19) + + = 40(mm) = l12 = l 22 + 0,5(l m 22 + l m 23 ) + k1 = 40 + 0,5(35 + 40) + = 85,5(mm) = l 33 = 2l 23 − l 22 = 2.85,5 − 40 = 131(mm) = l11 = l31 = 2l 23 = 2.85,5 = 171(mm) = 2l12 + l c13 = 2.85,5 + 52,5 = 223,5(mm) 3.1.3> Xác định trị số chiều lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục Lực từ khớp nối tác dụng lên trục I : Fx13 = (0,2…0,3).2T1/D0 = (0,2…0,3).2.7843,8/50 = (62,75…94,13) Lấy Fx13 = 90N Lực từ đĩa xích tác dụng lên trục III: Fy34 = Fr.cos300 = 5518,3.0,866 = 4779N Fx34 = Fr.sin300 = 5518,3.0,5 = 2759N Fr : xác định thiết kế truyền xích 18 Đồ án chi tiết máy Trong D0:đường kính vịng trịn qua tâm chốt nối trục vòng đàn hồi(tra bảng1610a,[1],tập 2) Lực từ truyền bánh răng: Trục I: Fx12 = 2.T1 2.7843,8 = = 550 N d w12 28,5 Fy12 = Fx12 Trục II: tgα tw tg 20 = 550 = 200 N cos β Fx23 = Fx12 = 550N; Fx22 = Fy23 = Fy12 = 200 N 2.T2 2.40060 = = 877 N = Fx24 2.d w22 2.45,66 tgα tw tg 36,54 = 877 = 760 N = Fy24 Fy22 = Fx22 cos β 0,855 Fz22 = Fx22.tg β = 877.tg31,240 = 532 N = Fz24 Trục III: Fx32 = Fx33 = Fx22 = 877(N) Fy32 = Fy33 = Fy22 = 760(N) Fz32 = Fz33 = Fz22 = 532 (N) Trong đó: Fmki : lực tác dụng theo phương m chi tiết thứ i trục k d wki : đường kính vòng lăn bánh tiết diện i trục k Chiều lực xác định hình Chiều lực nối trục có chiều cho mô men uốn mặt cắt tiết diện lớn 3.2> Thiết kế trục chọn ổ lăn 3.2.1 > Tính trục Phản lực gối đỡ trục I: ∑ m (F yk ⇒ Fy11 = ∑F yk ) = ⇔ −Fy12 l12 + Fy11 l11 = Fy12 l12 l11 = 200.85,5 = 100( N ) 171 = ⇔ Fy12 − Fy10 − Fy11 = ⇒ Fy10 = Fy12 − Fy11 = 200 − 100 = 100( N ) 19 Đồ án chi tiết máy ∑ m (F ) = ⇔ −Fx13 l13 − Fx11 l11 + Fx12 l12 = ⇒ Fx11 = - Fx13 l13 + Fx12 l12 − 90.223,5 + 550.85,5 = = 157( N ) l11 171 ∑F xk xk = ⇔ − Fx10 − Fx13 − Fx11 + Fx12 = ⇒ Fx10 = − Fx13 − Fx11 + Fx12 = −90 − 157 + 550 = 303( N ) Mô men xoắn TI =7843,8 Nmm Phản lực gối đỡ trục II: Do tính đối xứng trục nên : Fy 20 = Fy 21 = Fx 20 = Fx 21 Fy 22 + Fy 24 − Fy 23 Fx 22 + Fx 23 + Fx 24 = 760 + 760 − 200 = 660( N ) 877 + 550 + 877 = = 1152( N ) = Mô men uốn m y 22 = m y 24 = Fz 22 d w 22 d 45,66 = 532 w22 = 532 = 12145( Nmm) 2 Mô men xoắn m z 22 = m z 24 = Fx 22 d w 22 45,66 = 877 = 20030( Nmm) =TII/2 2 Phản lực gối đỡ trục III: Mô men uốn m y 32 = m y 33 = Fz 32 d w32 154,3 = 532 = 41044( Nmm) 2 Mô men xoắn d w32 154,3 = 877 = 67661( Nmm) 2 ∑ m1 ( Fyk ) = ⇔ −Fy32 l33 − Fy 33 l32 − Fy 30 l31 + Fy 34 (l31 + lc34 ) = m z 32 = m z 33 = Fx 32 ⇒ Fy 30 = - Fy32 l33 − Fy 33 l 32 + Fy 34 (l 31 + l c 34 ) l 31 = − 760.131 − 760.40 + 4779.(171 + 61,5) 171 = 5738 N ∑F yk = ⇔ − Fy 30 − Fy 32 − Fy 33 + Fy 31 + Fy 34 = ⇒ Fy 31 = Fy 32 + Fy 33 + Fy 30 − Fy 34 = 760 + 760 + 5738 − 4779 = 2479( N ) 20 Đồ án chi tiết máy ∑ m (F ) = ⇔ − Fx32 l33 − Fx 33 l32 + Fx 30 l31 − Fx 34 (l 31 + l c 34 ) = ⇒ Fx 30 = Fx32 l33 + Fx 33 l32 + Fx 34 (l 31 + l c 34 ) l31 xk 877.131 + 877.40 + 2759.(171 + 61,5) = 4628 N 171 ∑ Fxk = ⇔ Fx30 − Fx32 − Fx33 + Fx31 − Fx34 = = ⇒ Fx 31 = Fx 32 + Fx 33 − Fx 30 + Fx 34 = 877 + 877 − 4628 + 2759 = −115( N ) Dấu “-“ chứng tỏ Fx31 ngược với chiều biểu đồ phân tích lực Đường kính đoạn trục: Vì trục vào lắp khớp nối để nối với trục động điện có đường kính trục dđc = 25 mm nên chọn đường kính trục đầu vào d13 = 0,8.dđc = 0,8.25 = 20 mm Đường kính ngõng trục lắp với ổ lăn lấy d10 = d11 = 25 mm Vì đường kính chân bánh df12 = 24,75mm nhỏ đường kính chỗ lắp ổ lăn nên ta chế tạo bánh liền trục Xác định đường kính chiều dài đoạn trục Sơ đồ trục, chi tiết quay, lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục, biểu đồ mômen uốn M ky , M kx mặt phẳng zoy, zox biểu đồ mômen xoắn Tk trục vẽ trang Trên biểu đồ ghi giá trị tuyệt đối mômen ứng với thiết diện thứ j trục 2 Mômen uốn tổng M kj = M kxj + M kyj thiết diện j trục k : M kj (Nmm) II III 0 339371 0 53107 272607 59390 140240 53107 Mômen tương đương M tdkj = M kj + 0,75Tkj2 thiết diện j trục k : M tdkj (Nmm) II III 0 357653 0 55868 295055 61871 151172 55868 112885 21 Đồ án chi tiết máy Đường kính trục k tiết diện j sơ tính: d kj = M tdkj 0,1.[σ ] ứng suất cho phép tra bảng 10.5 [1] d kj (mm) II III 39,85 0 20,7 37,38 21,41 29,9 20,7 27,13 Xuất phát từ yêu cầu độ bền, lắp ghép, cơng nghệ có sử dụng dẫy số tiêu chuẩn ta chọn cụ thể đường kính đoạn trục sau: d kj (mm) II III 30 45 30 45 34 50 38 50 34 40 Tính kiểm nghiệm trục độ bền mỏi đẩy trục III trục chịu tải lớn có mơmen xoắn lớn , trục khác khơng có u cầu đặc biệt ta cần kiểm nghiệm độ bền mỏi tiết diện nguy hiểm trục III Với thép 45 có : σ b = 600MPa σ −1 = 0,436σ b = 0,436.600 = 261,6 MPa τ −1 = 0,58σ −1 = 0,58.261,6 = 151,7 MPa Tra bảng 10.7 [1] được: ψ σ = 0,05 ψτ = Các trục hộp giảm tốc quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, σ mj = σ aj = Mj Wj Tiết diện trụcIII σ aj = 32.M j π d j giá trị cho bảng sau : 37,9 22,2 11,43 Vì trục quay chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, : 22 Đồ án chi tiết máy τ mj = τ aj = Tiết diện củaIII τ mj = τ aj Tj 2Woj = 8.T j π d j giá trị cho bảng : 3,64 2,66 1,33 5,19 -Các trục đựơc gia công máy tiện, tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5…0,63 μm theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất trạng thái bề mặt Kx = 1,06 -Không dùng biện pháp tăng bền bề mặt, hệ số tăng bền Ky =1 -Theo bảng 10.12 [1], dùng dao phat ngón, hệ số tập trung rãnh then ứng với vật liệu có σ b = 600Mpa K σ = 1,76 ; K τ = 1,54 Theo bảng 10.10 [1] ta có bảng sau: Các tiết diện nguy hiểm trục III εσ ετ Kσ ε σ Kτ ε τ 0,83 0,77 2,12 0,81 0,76 2,173 2,03 Theo bảng 10.11 [1] ,ứng với kiểu lắp chọn, σ b = 600MPa , đường kính tiết diện nguy hiểm tra tỉ số K σ ε σ K τ ε τ lắp căng tiết diện này, sở dùng giá trị lớn so với tỉ số bảng để tính K σd K τd Tra bảng10.11 ta Các tiết diện trục III Đường kính 45 Kσ ε σ 2,06 Kτ ε τ 1,64 50 2,06 1,64 Theo công thức 10.25, 10.26 [1] ta xác định K σdj K τdj Tiết diện j trục III K σdj K τdj 2,18 2,06 2,23 2,09 23 Đồ án chi tiết máy áp dụng công thức 10.20, 10.21 10.19 [1] ta xác định hệ số an toàn xét riêng thành phần ứng suất pháp S σj , hệ số an toàn xét riêng thành phần ứng suất tiếp Sτj hệ số an toàn ứng với tiết diện nguy hiểm S σ −1 τ −1 ; ; S j = Sσj Sτj / Sσj + Sτ2j ≥ [S ] Sσj = Sτj = K σdj σ aj + ψ σ σ mj K τdjτ aj + ψ τ τ mj Tiết diện j trục III S σj Sτj S 3,17 20,23 3,13 5,28 27,3 5,18 [S] = 1,5…2,5 Tại tiết diện nguy hiểm trục III, S > [S] Vậy tiết diện nguy hiểm trục III đảm bảo an toàn mỏi Chọn kích thước then kiểm nghiệm độ bền then Các ổ lăn lắp lên trục theo k6, lắp bánh răng, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then Kích thước then (bảng 9.1)ứng với tiết diện trục sau: Tiết diện 13 22 23 32 34 Đườngkínhtrục 20 34 38 50 40 b× h 6×6 10 × 10 × 14 × 12 × t1 3,5 5 5,5 Tính kiểm nghiệm độ bền then Với tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép độ bền dập theo (9.1) độ bền cắt theo (9.2) Kết tính tốn bảng đây(với lt = 1,35d) b×h d lt σ d (MPa) τ c (MPa) T(Nmm) t1 6×6 3,5 7843,8 12 20 26 10 × 20030 11 2,56 34 46 10 × 20030 38 52 14 × 5,5 130348,5 21,9 5,5 50 68 12 × 130348,5 40,2 10 40 54 Theo bảng 9.5, với tải trọng va đập nhẹ [ σ d ] =100, [ τ c ] = 40…60 Vậy tất mối ghép then đềuđảm bảo độ bền dập độ bền cắt 24 Đồ án chi tiết máy 3.2.2 > Chọn ổ lăn Cho trục vào Với tải trọng nhỏ có lực hướng tâm nên dùng ổ bi đỡ dẫy cho gối đỡ Với kết cấu trục hình vẽ đường kính ngõng trục d= 25 mm, theo bảng “ổ bi đỡ dẫy“ ta chọn ổ cỡ đặc biệt nhẹ, vừa:Kí hiệu ổ 105 có đường kính d=25 mm, đường kính ngồi D = 47 mm, khả tải động C =7,9kN, khả tải tĩnh Co= 5,04 kN Tính kiểm nghiệm khả tải ổ -Vì đầu vào trục có lắp nối trục vịng đàn hồi nên cần chọn chiều Fx13 ngược với chiều dùng tính trục(tăng phản lực ổ).Khi r m0 ( Fxk ) = ⇔ + Fx13 l13 − Fx11 l11 + Fx12 l12 = ∑ F l + Fx12 l12 90.223,5 + 520.85,5 ⇒ Fx11 = x13 13 = = 378( N ) l11 171 r Fxk = ⇔ − Fx10 + Fx13 − Fx11 + Fx12 = ∑ ⇒ Fx10 = Fx13 − Fx11 + Fx12 = 90 − 378 + 520 = 232( N ) Phản lực tổng hai ổ: FΣ10 = Fx2 + Fy210 = 232 + 99 = 252( N ) 10 FΣ11 = Fx2 + Fy211 = 378 + 99 = 390( N ) =0,39 kN 11 Phản lực tổng gối đỡ tính trục FΣ10 = 305 N ; FΣ11 = 173N Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn với Fr = FΣ11 = 390( N ) Tải trọng động qui ước:Theo công thức (11.3), với Fa = Q = ( XVFr + YFa )k t k d = (1.1.0,39 + 0.0)1.1,2 = 0,468(kN ) đó: Fr : tải trọng hướng tâm (kN), phản lực tổng max xét hai ổ Fa : tải trọng dọc trục V :hệ số kể đến vòng quay.(=1 vòng quay) k t : hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ.(=1 nhiệt độ Fr =1315(N) Lực dọc trục: (Đối với ổ đũa trụ ngắn đỡ không tiếp nhận tải trọng dọc trục) ⇒ Fa = 0( N ) => X=1, Y=0 Vòng quay nên V=1 Nhiệt độ xét Fr =7372(N) Lực dọc trục: Fa = 0( N ) => X=1, Y=0 Vòng quay nên V=1 Nhiệt độ khả tải tĩnh ổ đảm bảo 3.3>Tính chọn khớp nối Dựa vào mơmen xoắn tính, tra bảng 16-10a, D0 =50mm; Z = 4; dc = Ứng suất dập vòng đàn hồi: σd = 2.k T 2.1,5.7843,8 = = < [ σ d ] = (2…4) Mpa ZD0 d c l5 4.50.8.15 Ứng suất dập chốt 27 Đồ án chi tiết máy σu = k Tl 1,5.7843,8.29 = = 33 < [σ u ] = 60 80MPa ZD0 d c 0,1 4.50.8 3.0,1 Chương4: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC Bôi trơn điều chỉnh ăn khớp: -Bôi trơn bánh hộp giảm tốc :Để giảm mát cơng suất ma sát, giảm mài mịn răng, đảm bảo nhiệt tốt đề phịng chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục truyền hộp giảm tốc -Dùng dầu công nghiệp -Một trục cấp chậm cần cố định trục tuỳ động Tính kết cấu hộp Dựa vào phần truyền động tính ta chọn kết cấu hộp giảm tốc : (1) Đai ốc hãm M 30 × 1,5 (2) Kích thước lắp quan sát A B A1 B1 C C1 K R Vít 100 75 150 100 125 - 87 Số Lượng M 8× 22 12 (3) Chốt định vị: d c l 40 d1 10 (4) Vòng hãm lò xo rãnh trục : Đường kính trục d 30 d1 28,5 Rãnh trục B ± 0,25 h 1,4 r 2,3 0,1 d2 d3 d4 27,8 33,8 2,0 Vòng lò xo S b −0 , 1,2 4,0 l r2 r3 max 3,0 16,5 2,5 (5) Vòng hãm lò xo hộp 28 Đồ án chi tiết máy Đường kính lỗ D 62 Rãnh lỗ B ± 0,25 r D1 65 1,9 h d3 d4 4,5 0,2 d2 66,2 58,6 Vòng lò xo S −0 , b 2,5 1,7 6,1 l r2 r3 max 18 29,3 4,0 (6) Nắp ổ Trục I II III D 47 62 85 D2 D3 60 75 100 70 90 125 h 8 10 D4 37 52 75 d4 M6 M6 M8 Z 4 Trong D: Đường kính lỗ lắp ổ lăn D2 : Đường kính tâm lỗ vít D3 : Đường kính ngồi bích d4 : Đường kính vít (7) Kích thước rãnh lắp vòng phớt vòng phớt d 25 45 d1 26 46 D 38 64 d2 24 44 a b 4,3 6,5 S0 12 (8) Vòng chắn dầu Vòng gồm rãnh tiết diện tam giác có góc đỉnh 60 Khoảng cách đỉnh mm Vòng cách mép thành hộp mm Khe hở vỏ với mặt ngồi vịng ren 0.4 mm (9) Que thăm dầu Kết cấu tiêu chuẩn hoá cho hình vẽ (10) D Nút tháo dầu M 16 × 1,5 (11) b 12 m f L 23 c Q 13,8 D 26 S 17 Do 19,6 Bulơng vịng 29 Đồ án chi tiết máy Ren d M8 l>= 18 (12) d1 d2 d3 d4 d5 36 f 20 B 10 c 1,2 20 x 2,5 13 R h 18 h1 h2 r1 r2 4 Q 160 Kết cấu vỏ hộp giảm tốc: Theo bảng (18-1) Chiều dày : thân hộp δ = 0,03.a + = 0,03.115 + > 6mm; lấy δ = 8mm nắp hộp δ = 0,9 σ = 0,9.8 = mm Gân tăng cứng : chiều dầy e=(0,8 ÷ 1) δ = 8mm chiều cao h 0,04.a +10=0,04.115 +10 =14,6>12mm; lấy d1 = 15 mm bulông cạnh ổ d =(0,7 ÷ 0,8)d1=10,5…12 mm; lấy d2 = 12 mm bulơng ghép bích nắp thân d =(0,8 ÷ 0,9)d2=9,6…10,8=10mm vít ghép nắp ổ d =(0,6 ÷ 0,7).d2=7,2…8,4 mm; lấy d4 = mm vít ghép nắp cửa quan sát d = (0,5…0,6)d2 = 6…7,2 mm; lấy d5 = mm Mặt bích ghép nắp thân : chiều dầy bích thân hộp S =(1,4 1,8)d3 = 14…18 = 18mm chiều dầy bích nắp hộp S = (0,9…1)S3 = 17mm bề rộng bích nắp thân K =K2 – (3 ÷ 5)mm = 36mm Kích thước gối trục : đường kính ngồi tâm lỗ vít D2 D3 cho bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K = E2 + R2 +(3 5) = 38 mm tâm lỗ bulông cạnh ổ E2 =1,6.d2=19mm(không kể chiều dày thành hộp), R2 =1,3d2 =16mm, chiều cao h: xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulơng kích thước mặt tựa Mặt đế hộp : chiều dầy có phần lồi S1 =(1,4…1,7)d1 =21…25,5mm; lấy S1 = 24mm ;S2 =(1 1,1)d1 =16 mm bề rộng mặt đế hộp : K1 = 3d1 = 45mm; q = 62 mm Khe hở chi tiết : bánh với thành hộp Δ =10mm đỉnh bánh lớn với đáy hộp Δ1 = 35 mm mặt bên với Δ =10 mm Số lượng bulông Z=6 30 ... thuật Nxb Giáo dục Hà nội 2002 Đồ án chi tiết máy ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY Thiết kế hệ dẫn động xích tải Phần 1: Thuyết minh Dữ liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế • • • • • Tmm = 1,4.T1 T2... (h) Động Nối trục đàn hồi Hộp giảm tốc Bộ truyền xích Xích tải Số liệu cho trước: Lực kéo xích tải -: F = 4.000 (N) Vận tốc xích tải -: v = 0,25 (m/s) Số đĩa xích. .. 485017,8 CHƯƠNGII: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN: Đồ án chi tiết máy 2.1 ,Thiết kế truyền bánh hộp giảm tốc: 2.1.1,Chọn vật liệu xác định ứng suất cho phép: Chọn vật liệu cấp bánh nhau: Cụ thể, theo