thuyết minh đồ án chi tiết máy đề tài đề số 05 THIẾT kế hệ THỐNG dẫn ĐỘNG XÍCH tải phương án số 15

Chọn động cơ điện * Xác định công suất động cơ Vì động cơ làm việc với sơ đồ tải trọng thay đổi nên ta chọn động cơ dựa trên công suất đẳng trị.. - L là thời gian làm việc của hộp giảm t

TRƯỜNG ĐẠI HỌC NÔNG LÂM TPHCM

KHOA CƠ KHÍ - CÔNG NGHỆ

BỘ MÔN CÔNG NGHỆ KỸ THUẬT Ô TÔ Quyển thuyết minh đồ án chi tiết máy

MÔN HỌC: ĐỐ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: NGUYỄN THÌ KIỀU HẠNH

SVTH: ĐOÀN DUY KHANG

MSSV: 19154066

LỚP: DH19OT

ĐỀ 5 - PHƯƠNG ÁN 15

ĐỀ TÀI

Đề số 05: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

Phương án số: 15

Mục lục

1 Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền 4

1.1 Chọn động cơ điện 4

1.2 Phân phối tỷ số truyền 5

2 Tính toán thiết kế chi tiết máy 6

2.1 Tính toán thiết kế chi tiết máy 6

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng9

2.2.1 Cặp bánh răng trụ răng nghiên cấp chậm 9

2.2.2 Cặp bánh răng trụ răng nghiên cấp nhanh 172.3 Thiết kế trục 25

1 Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

1.1 Chọn động cơ điện

* Xác định công suất động cơ

Vì động cơ làm việc với sơ đồ tải trọng thay đổi nên ta chọn động

cơ dựa trên công suất đẳng trị Công suất động cơ phải lớn hơncông suất cần thiết:

Pđc ≥ Pct; với: Pct =(P Ktđ )

ηctct

=√12.20+¿ ¿ ¿ =0,681

- Hiệu suất chung:

ηch = ηbr1 ηbr2 ch = ηch = ηbr1 ηbr2 br1 ηch = ηbr1 ηbr2 br2 ηctol n ηch = ηbr1 ηbr2 đ = 0,97.0,97.0,993.0,95 = 0,867

ηch = ηbr1 ηbr2 br1 = ηch = ηbr1 ηbr2 br2 = 0,97: hiệu suất của bộ truyền bánh răng cấp nhanh và chậm

ηch = ηbr1 ηbr2 ol = 0,99: hiệu suất của các ổ lăn (4 cặp ổ lăn)

ηch = ηbr1 ηbr2 x = 0,95: hiệu suất của bộ truyền đai

n = 3

Ta chọn hiệu suất nối trục bằng 1

Công suất cần thiết: Pct =(6,5.0,681)0,867 =5,105 kw

Từ đây, cần phải chọn động cơ có công suất lớn hơn 5,105 kW.(1)

- Tỉ số chuyền chung sơ bộ

Tỉ số truyền chung của hệ: uch = uhgt.uđ

Theo bảng 2.2, chọn sơ bộ ux = 3; uhgt = 8 Do đó: uch = 24

Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nđc = nct.uch = 45.24=1080 vòng/phút (2)

- Từ (1) và (2), theo bảng phụ lục ta chọn động cơ có thông số sau:

1.2 Phân phối tỉ số truyền

Chọn sơ bộ tỉ số truyền của hộp giảm tốc là: uhgt = 8

Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ đồng trục, tỉ số truyền cấp nhanh được lấy

bằng cấp chậm:

u1 = u2 = 2

√uhgt = √2 = 2,83

Tỉ số truyền cuối cùng của hộp giảm tốc: uhgt = 2,832= 8,009

Sai số tỉ số truyền: Δ = ¿8 −8,009∨¿

8¿ = 0.11%

Tỉ số truyền bộ truyền đai: uđ = u gt ucℎ ℎ = 32.338.009 = 4,03

Mặc dù ta chọn động cơ bằng công suất đẳng trị nhưng khi tính toán cho bảng thông số kỹ thuật, ta lại dùng động cơ làm việc tối đa, ở đây là 6.5 kW

PIII = Pct

ηctbr 1 ηctol2 = 6,5

0,97.0,992 = 6,837

PII =P=3¿ROMAN ηctbr 2 ηctol¿MERGEFORMAT III = 0,97.0,996,837 = 7,12

PI =P=2¿ROMAN ηctđ ηcto l¿MERGEFORMAT II =0,95.0,997,12 = 7,57

vượt quá 5% nên ta vẫn chọn động cơ điện 4A132S4Y3

- momen xoắn trên trục:

2 Tính toán thiết kế chi tiết máy

2.1 Thiết kế bộ truyền đai/xích

1- Theo hình 4.22 phụ thuộc vào công suất 7.5kw và số vòng quay

n1= 1455 v / p , tachon đai loại B với bp=14 mm ,

b 0=17 mm ;h=10.5mm ; γ0 = 4.0mm; A = 138mm2; d1 = 140÷280mm

Theo tiêu chuẩn, ta chọn d1 = 180mm

Sai lệch so với giá trị chọn trước 1,2%

5- Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức:

Theo bảng 4.3 ta chọn đai có chiều dài L = 3150mm = 3,15mm

7- Số vòng chaỵ của đai trong một giây

i = v L = 13,73,15 = 4,35 [ i ] = 10s − 1, do đó điều kiện đã thỏa

8- Tính toán lại khoảng cách trục a: a = k +√k2−8 △2

Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép

9- Góc ôm đai bánh đai nhỏ

12- Số dây đai được xác định theo công thức :

[P 0]Cαα Cαu CαL Cαz Cαr Cαv = 4,5.0,91 1,14 1,018.0 95 0,85 0,9567,5 ≥ 2

ta chon Z = 2

13-Lực căng đai ban đầu:

- Lực vòng trên mỗi dây đai là: 273,7

14 - Giữa hệ số ma sát f , lực căng đai ban đầu F0 và ứng suất kéo cho phép [

Giá trị α max vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép

với [σ]k = 8 MPa đối với đai dẹt

[σ]k = 10 MPa đối với đai thang

16- Tuổi thọ đai xác định theo công thức:

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng

2.2.1 Cặp bánh răng trụ răng nghiên cấp chậm

* Số liệu đầu vào ta có P1 = 7,12 kW; T1 = 533051 Nmm; n1 = 127,56 v/p; tỉ sốtruyền u1 = 2,83

Ta có thời gian làm việc được tính theo giờ của hộp giảm tốc:

Lh = L.Kng.tc.sc = 7.180.2.8 = 20160 giờ

Trong đó:

- Lh là thời gian làm việc của hộp giảm tốc tính theo giờ (giờ)

- L là thời gian làm việc của hộp giảm tốc tính theo năm (năm)

- Kng là số ngày làm trong năm (ngày)

- tc là thời gian làm việc một ca (giờ)

- sc là số ca làm của hộp giảm tốc trong ngày (ca)

2.2.1.1 chon vật liệu:

Do không có yêu cầu đặt biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết

kế, ở đây chọn vật liệu 2 cặp bánh răng nhuư nhau

Với vật liệu đã chọn như trên, ta chọn độ rắn HB1 = 245, HB2 = 230

Suy ra K HL1 =K HL2=K FL1=K FL2

Ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định

Với bộ truyền bánh răng trụ nghiên

Ứng suất tiếp xúc tính toán cho phép của bánh răng trụ răng nghiêng:[σH] ≈0, 4 5([σ H 1]+[σ H 2])

[σH] ≈0, 4 5([458,18]+[430,4])

[σ H ] min ≤ [ σH ]≤ 1,25 [σ H ] min

Ứng suất tiếp xúc khi tính toán : 430,4

Ứng suất uốn cho phép

Ta có KFc = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều ; SR =1,75 )

[ σ F] = σ oFlim K S FCα

F KFL

[ σ F 1] = 441.1 11,75 = 252 MPa

[ σ F 2] = 414.1 11,75 = 236,57 MPa

Z H= √2 cos(β b)

sin (2 α tw) = √2 cos(11,81)sin(2.20,45) = 1,73

-bánh răng nghiêng không dịch chuyển

α t = α tw = arctan ( tan α cosβ ) = arctan ( cos(12,58)tan 20 ) = 20,45

- β b góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

β b = cosα t tanβ = cos(20,45) tan(12,58) = 11,81

Z HL Z R Z V K t K XH

S H

= 530 1.0,95.0,84 1 1,021,1 = 392,2 MPa

Như vậy σH ¿ [σH] cập bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.2.1.7kiểm nghiệm răng và độ bền uốn:

Điều kiện bền uốn

- Bánh bị dẫn: [σ F 2]

Y F 2

=236,573,6 =65,71 MPa

Với ε α = 1,7 → y ε = 1,71 = 0,588

β = 12,58 → y β = 1- ε β β

120 = 0,82 Với mn = 4, Y S = 1,08 - 0,0695ln(4) = 0,98 , Y R = 1 ,

2.2.2 Cặp bánh răng trụ răng nghiên cấp nhanh

- L là thời gian làm việc của hộp giảm tốc tính theo năm (năm).

- Kng là số ngày làm trong năm (ngày)

- tc là thời gian làm việc một ca (giờ)

- sc là số ca làm của hộp giảm tốc trong ngày (ca)

2.2.2.1 chon vật liệu:

Do không có yêu cầu đặt biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết

kế, ở đây chọn vật liệu 2 cặp bánh răng nhuư nhau

Với vật liệu đã chọn như trên, ta chọn độ rắn HB1 = 245, HB2 = 230

- số chu kì làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi

Trong đó c = 1 là số lần ăn khớp của răng

Ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định

Với bộ truyền bánh răng trụ nghiên

Ứng suất tiếp xúc tính toán cho phép của bánh răng trụ răng nghiêng:[σH] ≈0, 4 5([σ H 1]+[σ H 2])

Ta có KFc = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều ; SR =1,75 )

Z M= 274 MPa1 /3 hệ số kể đến cơ số vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Z H: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Z H= √2 cos(β b)

sin (2 α tw) = √2 cos(11,81)sin(2.20,45) = 1,73

-bánh răng nghiêng không dịch chuyển

α t = α tw = arctan ( tan α cosβ ) = arctan ( cos(12,58)tan 20 ) = 20,45

- β b góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

β b = cosα t tanβ = cos(20,45) tan(12,58) = 11,81

Z HL Z R Z V K t K XH

S H

= 530 1.0,95.0,92 1.1,021,1 = 421,5 MPa

Như vậy σH ¿ [σH] cập bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.2.2.7 kiểm nghiệm răng và độ bền uốn:

Điều kiện bền uốn

Z V 1 = d2

m n cos2β = 4 cos368,86

¿ ¿ = 96,80 răngTheo bảng 6.4 : K Fβ = 1,07

- Bánh bị dẫn: [σ F 2]

Y F 2

=236,573,6 =65,71 MPa Với ε α = 1,7 → y ε = 1,71 = 0,588

Thông số bánh răng cấp nhanh:

F t 1 = F t 2 = 2 T 1 cosβ m

n Z1 = 2 228777 cos12,584.32 = 3488,8 NLực hướng tâm:

Vật liệu chế tạo trục là thép c45 tôi cải thiện

Giới hạn bền σb = 850 Mpa

Ứng suất xoắn cho phép:

[τ] = 20 ÷ 25 MPa đối với trục vào, ra

[τ] =10 ÷ 15 MPa đối với trục trung gian

Xác đinh sơ bộ đường kính trục theo công thức sau:

Tại vị trí bánh đai d0 = 40 mm

Tại vị trí ổ lăn d = 45 mm

Tại vị trí bánh răng d1 = 50 mm

Xác đinh khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực

- k1 = 15 mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quây đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quây

- k2 = 10 mm: khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

- k3 = 20 mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quây đến nấp ổ

- hn = 20 mm: chiều cao nắp ổ và đầu bulong

Chiều dài mayo bánh răng

Kết quả tính từ MDsolids ta có:

RAX = 728,26 N ( RAX hướng lên) RBX = 214,26 N ( RBX hướng xuống)

RAY = 1744,40 N ( RAY hướng xuống) RBY = 1744,40 N ( RBY hướng xuống)

1 tính đường kính tại các đoạn trục

Vậy tiết diện nguy hiểm nhất tại C

Vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện

Giới hạn bền σb = 850 Mpa tra bảng 10.5 lấy [σ] = 55 MPa

dc ≥ 3

√0,1[σ ] M td = 3

√2 2558220,1 55 = 35,96 mmTheo tiêu chuẩn và để phù hợp với kết cấu bánh răng ta chọn

2 kiểm nghiệm then

Kiểm nghiệm điều kiện bền đập và bền cắt đối với then bằng:

với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiết hành kiểm nghiệm mối ghép

độ bền đập và độ bền cắt theo công thức sau:

(mm)

MômenT(Nmm)

3 kiểm nghiệm theo hệ số an toàn:

- Vật liệu trục thép C45 tôi cải thiện σ b = 850 MPa

Với σ-1 = 0,436σb = 370,6 MPa; τ-1 = 0,58σ-1 = 189,66 MPa

- Hệ số xét đến ảnh hưởng tập trung

Ta dùng dao phây ngó để gia công rãnh then nên từ bảng 10.12 ta có:

Kσ = 2,01

Kτ = 1,88

- hệ số tăng bề mặt β = 1,7 tra bảng 10.4 với trường hợp phu bi

- hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình :

ᴪσ = 0,1, ᴪτ = 0,05

Bảng kiểm nghiện hệ số an toàn

( trong đó, [s] hệ số an toàn cho phép nằm trong khoảng 1,5 ÷ 2,5 ; khi [s] = 2,5

Đường kính d

Trong đó εσ , ετ là hệ số kích thước tra bảng 10.4

σa , τa là biên độ của ứng suất tính theo

Do trục quây nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng

= 8,93

Khi đó hệ số an toàn kiểm nghiệm cho trục là :

S = S σ Sτ

√S σ2+Sτ2 = 8,93 14,91

√(8,93)2+(14,91)2 = 7,66 ¿ [s] = 1,5

Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn cho thấy các đoạn trục đều thỏa nãm hệ số

an toàn kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi, ngoài ra trục còn đảm bảo độ cứng

- k2 = 10 mm: khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

- k3 = 20 mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quây đến nấp ổ

- hn = 20 mm: chiều cao nắp ổ và đầu bulong

Chiều dài mayo bánh răng

Sơ đồ tính khoảng cách truc II

Kết quả tính từ MDsolids ta có:

RAX = 2585,88 N ( RAX hướng xuống) RBX = 1746,62 N ( RBX hướng xuống)

RAY = 5324,96 N ( RAY hướng xuống) RBY = 684,86 N ( RBY hướng lên)

1 tính đường kính tại các đoạn trục

Vậy tiết diện nguy hiểm nhất tại C

Vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện

Giới hạn bền σb = 850 Mpa tra bảng 10.5 lấy [σ] = 50MPa

dc ≥ √3 0,1[σ ] M td = 3

√797111,370,1 5 0 = 54,2mm

Tại A

2 kiểm nghiệm then

Kiểm nghiệm điều kiện bền đập và bền cắt đối với then bằng:

với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiết hành kiểm nghiệm mối ghép

độ bền đập và độ bền cắt theo công thức sau:

(mm)

MômenT(Nmm)

3 kiểm nghiệm theo hệ số an toàn:

- Vật liệu trục thép C45 tôi cải thiện σ b = 850 MPa

Với σ-1 = 0,436σb = 370,6 MPa; τ-1 = 0,58σ-1 = 189,66 MPa

- Hệ số xét đến ảnh hưởng tập trung

Ta dùng dao phây ngó để gia công rãnh then nên từ bảng 10.12 ta có:

Kσ = 2,01

Kτ = 1,88

- hệ số tăng bề mặt β = 1,7 tra bảng 10.4 với trường hợp phu bi

- hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình :

Bảng kiểm nghiện hệ số an toàn

( trong đó, [s] hệ số an toàn cho phép nằm trong khoảng 1,5 ÷ 2,5 ; khi [s] = 2,5

Trong đó εσ , ετ là hệ số kích thước tra bảng 10.4

σa , τa là biên độ của ứng suất tính theo

Do trục quây nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng

= 9,54

= 23,66Khi đó hệ số an toàn kiểm nghiệm cho trục là :

S = S σ Sτ

√S σ2+Sτ2 = 9,54.23,66

√(9,54)2+(23,66)2 = 8,85¿ [s] = 1,5

Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn cho thấy các đoạn trục đều thỏa nãm hệ số

an toàn kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi, ngoài ra trục còn đảm bảo độ cứng

- k1 = 15 mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quây đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quây

- k2 = 10 mm: khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

- k3 = 20 mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quây đến nấp ổ

- hn = 20 mm: chiều cao nắp ổ và đầu bulong

Chiều dài mayo bánh răng

Tại D là nối trục :

Chon theo sơ bộ D nối trục = 200 mm

Fkn = (0,2 ÷ 0,3).2T D = (0,2 ÷ 0,3).2.1448709200 = 4346,13 N

DA = 112 mm AC = 95 mm CB = 95mm

Kết quả tính từ MDsolids ta có:

RAX = 3265,54 N ( RAX hướng lên) RBX = 234,04 N ( RBX hướng xuống)

RAY = 2543,92 N ( RAY hướng xuống) RBY = 6326,69 N ( RBY hướng lên)

1 tính đường kính tại các đoạn trục

Vậy tiết diện nguy hiểm nhất tại C

Vật liệu chế tạo trục là thép c45 tôi cải thiện

Giới hạn bền σb = 850 Mpa tra bảng 10.5 lấy [σ] = 50 MPa

dc ≥ 3

√0,1[σ ] M td = 3

√1437790,10,1 50 = 66,2 mmTheo tiêu chuẩn và để phù hợp với kết cấu bánh răng ta chọn

Tại D chon dD = 63 mm

2 kiểm nghiệm then

Kiểm nghiệm điều kiện bền đập và bền cắt đối với then bằng:

với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiết hành kiểm nghiệm mối ghép

độ bền đập và độ bền cắt theo công thức sau:

(mm)

MômenT(Nmm)

3 kiểm nghiệm theo hệ số an toàn:

- Vật liệu trục thép C45 tôi cải thiện σ b = 850 MPa

Với σ-1 = 0,436σb = 370,6 MPa; τ-1 = 0,58σ-1 = 189,66 MPa

- Hệ số xét đến ảnh hưởng tập trung

Ta dùng dao phây ngó để gia công rãnh then nên từ bảng 10.12 ta có:

Kσ = 2,01

Kτ = 1,88

- hệ số tăng bề mặt β = 1,7 tra bảng 10.4 với trường hợp phu bi

- hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình :

Mômencản xoắn

Bảng kiểm nghiện hệ số an toàn

( trong đó, [s] hệ số an toàn cho phép nằm trong khoảng 1,5 ÷ 2,5 ; khi [s] = 2,5

Trong đó εσ , ετ là hệ số kích thước tra bảng 10.4

σa , τa là biên độ của ứng suất tính theo

Do trục quây nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng

0, 75 1,7 +0,1 0

= 9,77

S = S σ Sτ

√S σ2+Sτ2 = 9,77.12,66

√(9,77)2+(12,66)2 = 7,73 ¿ [s] = 1,5

Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn cho thấy các đoạn trục đều thỏa nãm hệ số

an toàn kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi, ngoài ra trục còn đảm bảo độ cứng

4 kiểm nghiệm nối trục đàn hồi

= 2,57 MPa ¿ [σ d] = (2 ÷ 4)MPa (thỏa điều kiện)

- Điều kiện bền của chốt:

σ u = k T L0

0,1 d c3D0Z = 1,5.1448709 64,50,1 243.200 8

= 63,37 MPa ¿ [σ u] = (60 ÷ 80)MPa (Thỏa điều kiện)

F r 1 = F r 2 = F t 1tan(α¿ ¿nw)

cosβ ¿ = 3488,8 tan(20)

cos12,58 = 1301 N Lực dọc trục:

F r 3 = F r 4 = F t 3tan(α¿¿nw)

cosβ ¿ = 8128,9 tan(20)

cos12,58 = 3031,5 N Lực dọc trục:

F a 3 = F a 4 = F t 3 tanβ = 8128,9 tan(12,58) = 1814 N

Trục I:

1 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ:

Kết quả tính từ MDsolids ta có:

RAX = 728,26 N ( RAX hướng lên) RBX = 214,26 N ( RBX hướng xuống)

RAY = 1744,40 N ( RAY hướng xuống) RBY = 1744,40 N ( RBY hướng xuống)

ta có Fat = Fa1 và cùng chiều với Fa1 theo quy ước là chiều dương

- Ta có Fa1/Fro1 = 0,44  0,3 và theo yêu cầu làm việc của trục ta chọn ổ bi đỡ chặn một dãy

-→ Ta chọn loại ổ lăn đỡ - chặn cỡ nhẹ hẹp, kí hiệu 46207 với d = 35mm, b =

Q=(X V F ro 2+Y F a)k t k σ

Trong đó:

+ kt = 1 là hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ khi làm việc

+ kσ = 1,3 hệ số xét đến ảnh hưởng của đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ

Như vậy ta tính tại ổ A vì là ổ chịu lực lớn

Tải trọng tương đương thay đổi theo bậc:

→ Q0 = 2069,54  C0 do đó ổ thỏa mãn điều kiện bền tĩnh.

7 Xác định số vòng quay tới hạn của ổ:

Ta có: [D pw n] 10 −5=4,5 tra bảng 11.7 sách tính toán hệ dẫn động cơ khí tập 1

RAX = 2585,88 N ( RAX hướng xuống) RBX = 1746,62 N ( RBX hướng xuống)

RAY = 5324,96 N ( RAY hướng xuống) RBY = 684,86 N ( RBY hướng lên)