Thiết kế hệ dẫn động xích tải

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁYĐỀ SỐ I.11: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Pyc - công suất yêu cầu trên trục động cơ điện Plv - công suất trên trục bộ phận máy công tác ηc - hiệu suất chung của toàn hệ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ I.11: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

P yc - công suất yêu cầu trên trục động cơ điện

P lv - công suất trên trục bộ phận máy công tác

η c - hiệu suất chung của toàn hệ thống

1.1.1.1 Tính công suất trên trục máy công tác

v - vận tốc di chuyển của xích tải (m/s)

1.1.1.2 Xác định hiệu suất chung của toàn hệ thống

η c=η2ol η x η br η k

 η k= 0,99 - hiệu suất khớp nối

η ol= 0,99 - hiệu suất 1 cặp ổ lăn

η br= 0,97 - hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

η = 0,92 - hiệu suất bộ truyền xích

n sb- Tốc độ quay sơ bộ mà động cơ cần có

n lv - Tốc độ quay của trục máy công tác ( trục bộ phận làm việc)

u sb - Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống

1.1.2.1 Xác định tốc độ quay của trục bộ phận công tác

n lv=60.1000 v

60.1000 2,7 17.63,5 =150,07 (vg / ph)

Trong đó:

u x- tỉ số truyền của bộ truyền ngoài (xích) hộp giảm tốc

u br- tỉ số truyền của bộ truyền trong hộp giảm tốc

1.3.3 Tính công suất trên các trục

Công suất trên trục công tác: P lv = 6,32 (kW)

Công suất trên trục II: P II = P lv

ηII →lv=¿

P lv

6,32 0,92 = 6,87 (kW) Công suất trên trục I: P I= P II

ηI → II=

P II

η ol ηbr=

6,87 0,99.0,97 = 7,15 (kW) Công suất trên trục động cơ: P đc ,t = P I

η đc→ I=

P I

η k η ol=

7,15 1.0,99= 7,22 (kW)

1.3.4 Tính momen xoắn trên các trục

Mô men xoắn trên trục II:

Trục bộ phậncông tác

Đơn vị Giá trị Ghi chú

Góc nghiêng đường nối

tâm bộ truyền ngoài

Chọn loại xích ống con lăn

2.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích

Tra bảng 5.5 - [1] tìm bước xích p, với điều kiện: P t ≤[ P] trong đó:

P t - công suất tính toán:

P t=P k k z k n

Chọn bộ truyền thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số răng và vận tốc vòng đĩa xích nhỏ là { Z01 =25

k đc - Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích: k đc=1

k bt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn: k bt = 1,3

k đ - Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng: k đ=1,2

k c - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền: k c=1,45 ( 3 ca)

¿ >k=k0 k a k đc k bt k đ k c=1,25.1.1 1,3.1,2 1,45=2,83

Công suất tính toán: P t=P k k z k n=6 ,8 7.2,83 1.1,09=21,19(kW )

Tra bảng 5.5 - [1] với điều kiên:{ P t ≤ [P]

25+61

(61−25)2.31,75

4 π2.1270 = 123,82

Tra bảng 5.9 - [1] với loại xích ống con lăn, bước xích p = 31,75(mm)

→ Số lần va đập cho phép của xích: [i] = 25

i= Z1 n1

15 x =

25.365 15.124=4,91<[i]=25

→ Thỏa mãn.

2.3.2 Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc

σ H= 0,47√k r(F t k đ+F vđ) E

A k d ≤ [ σ H¿ Trong đó:

k r - hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích tra bảng ở trang 87 theo số răng

Z1=25,nội suy ta được k r = 0,42

Vậy chọn vật liệu thép C45 tôi cải thiện có độ rắn bề mặt HB = 170÷210 có ¿ ¿]

= 600 ¿σ H = 357,85 (MPa) → Đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa xích

2.4 Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục

2.4.1 Xác định các thông số của đĩa xích

2.5 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích

Loại xích Xích ống con lăn

Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ d1 253,32 (mm)

Đường kính vòng chia đĩa xích lớn d2 616,76 (mm)

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ d a 1 267,2 (mm)

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn d a 2 631,82 (mm)

Đường kính vòng chân đĩa xích nhỏ d f 1 234,08 (mm)

Đường kính vòng chân đĩa xích lớn d f 2 597,52 (mm)

PHẦN 3 TÍNH THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ

Dữ liệu đầu vào

lim[ ] =

Chọn sơ bộ các hệ số:

11

-SH,SF –Hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:

HB F

N

NHE N

0

64.100

Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh  N HE = N FE = N = 60.c.n.t ∑ ,trong đó:

c - số lần ăn khớp trong một vòng quay: c = 1

n - số vòng quay trong một phút của bánh răng: n1=1460(vg/ph), n2

N HE1 > N H01 lấy N HE1 = N H01  K HL1 =1

N FE1 > N F01  lấy N FE1 = N F01  K FL1 =1

N HE2 > N H02 lấy N HE2 = N H02  K HL2 =1

N FE2 > N F02 lấy N FE2 = N F02  K FL2 =1

T 1 - Môment xoắn trên trục bánh chủ động:T 1= 46769 (Nmm)

[σ H ] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σ H ] = 481,82 (MPa)

Ta có ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc phải thỏa mãn điều kiện:

Do bánh trụ răng thẳng nên = b=0o =b=0o =b=0o

Zε - Hệ số trùng khớp của răng; phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang εα và hệ

Thỏa mãn điều kiện bền

3.3.4 Kiểm nghiệm độ bền uốn

KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn: K F = K Fα K Fβ K Fv =1,25.1,12.1,38 = 1,93

Yε - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Y ε= 1

ε α=

1 1,73=0,58

Yβ - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

3.4 Xác định các thông số, kích thước hình học của bộ truyền

3.4.1 Xác định các thông số, các kích thước hình học của bộ truyền

Đường kính vòng chia:

{¿d1=m Z1

2.26 cos0 0 =52(mm)

¿d2=m Z2

2.104 cos00=208 (mm)

5.4.3 Lập bảng thông số của bộ truyền

Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục

Chọn khớp nối theo điều kiện:{T t ≤ T kn cf

d t ≤ d kn cf

Trong đó:

d t- Đường kính trục cần nối: d t=d đc=32(mm)

T t - Mômen xoắn tính toán: T t=k T

k - Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy Tra bảng 16.1 - [2] lấy k=1,5(xích tải)

T- Momen xoắn danh nghĩa trên trục: T =T đc=47227(Nmm)

{l1 =34 (mm)

l3=28 (mm)

d0=14 (mm)

4.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối

Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện

4.1.2.1 Điều kiện về sức bền dập của vòng đàn hồi

σ d= 2k T

Z D o d0l3≤ [σ d]

¿ ¿]- Ứng suất dập cho phép của vòng cao su, [σ d]=(2 ÷ 4)(MPa)

Do vậy ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi:

[σ u]- Ứng suất uốn cho phép của chốt, [σ u]= (60÷ 80) (MPa)

Do vậy, ứng suất sinh ra trên chốt:

σ u= k T l1

0,1.d3o D0 Z=

1,5 47227 34 0,1.14 3 90.4 =24,38<[σu]

4.1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi

Mômen xoắn lớn nhất có thể truyền được T kn cf 125 (Nm)Đường kính lớn nhất có thể của nối trục d kn cf 32 (mm)

Chọn vật liệu làm các trục là thép C45 thường hóa, tra bảng 6.1 – [1] có

σ b=600(MPa) và ứng suất xoắn cho phép [τ]=15 ÷ 30(MPa)

k2= 5….15 là khoảng từ mút ô đến thành trong của vỏ hộp (k2=10)

k3= 10….20 là khoảng cách từ mặt mút chi tiết đến nắp ổ (k3=15)

h n = 15….20 chiều cao nắp ổ và đầu bulông (h n =20)

* Xét trường hợp F kn ngược chiều dương

Biểu đồ momen:

Từ 2 biểu đồ trên nhận thấy trường hợp Fk cùng chiều dương Ox nguy hiểm

hơn, do đó ta tính toán theo trường hợp Fk cùng chiều dương Ox.

4.5.1.2 Tính momen tương đương

Momen uốn tổng và momen tương đương Mj , Mtđj ứng với các tiết diện j đươc tính theo công thức:

4.5.1.3 Tính đường kính đoạn trục theo momen tương đương

Đường kính trục tại tiết diện j:

Chọn d theo tiêu chuẩn và phải đảm bảo lắp ghép được, ta chọn:

 dbr = 24 (mm)

 dol = 20 (mm)

 dkn = 19 (mm)

4.5.2 Chọn và kiểm nghiệm then

Tại tiết diện 3: Xác định mối ghép then cho trục 1 lắp bánh răng, d13=24(mm), chọn then bằng tra bảng 9.1a - [1], ta có:

{b=8(mm) h=7(mm)

t1=4 (mm)

Suy ra chiều dài then: l = (0,8÷0,9).l m13 = (0,8÷0,9).52 = 41,6÷46,8 (mm)

Chọn chiều dài then theo dãy tiêu chuẩn l = 45 (mm)

 Kiểm nghiệm then:

Ứng suất dập: σ d = d l (h−t 2.T

1 ) ≤ [σ d]

[ ]d - ứng suất dập cho phép

d - đường kính trục (mm), xác định được khi tính trục

Tra bảng 9.5 – [1] với dạng lắp cố định,vật liệu may ơ là thép đặc tính tải trọng

Suy ra chiều dài then: l =(0,8÷0,9)lm13 = (0,8÷0,9).52 = 41,6÷46,8 (mm)

Chọn chiều dài then theo dãy tiêu chuẩn l= 45 (mm)

 Kiểm nghiệm then:

Ứng suất dập: σ d=d l (h−t 2.T

1 ) ≤[σ d]

Với [ ]d - ứng suất dập cho phép

Tra bảng 9.5 – [1] với dạng lắp cố định,vật liệu may ơ là thép đặc tính tải trọng

sj và sj - hệ số an toàn chỉ xét đến riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp tại tiết diện j :

{ ¿σaj=M j

¿τaj=τ mj= T j

2 W 0 j

với W j ,W 0 j - momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục

ψ σ ,ψ τ - hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7 – [1] với b600 (Mpa), ta có: 𝜓σ=0,05 ; 𝜓τ =0

K σdj và K τdj - hệ số xác định theo công thức sau :

ε σ và ε τ - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi;

K σ và K τ - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụthuộc vào các loại yếu tố gây tập trung ứng suất;

Kiểm nghiệm tại tiết diện ở ổ lăn:

{ σ aj=M j

13853 785,4 =17,64

σ mj=0

τ aj=τ mj= T j

2W 0 j=

46769 2.1570,8=14,89

Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra Chọn kiểu lỗ (k6) Tra bảng 10.11 nên ta có:

K τdj τ aj+ѱ τ τ mj=

151,73 1,7.14,89+0.14,89=5,99

Tra bảng 10.11 - [1], ảnh hưởng của độ dôi:

{K σ/ε σ=2,06

Ảnh hưởng của rãnh then: Tra bảng 10.10 - [1] :

{ε σ= 0,93

ε τ=0,9

Với ε σ , ε τ –hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi ;

Tra bảng: 10.12 - [1] với trục σ b= ¿600 (MPa), dao phay ngón: K σ=1 , 76; K τ=1,54

Với K σ , K τ - trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế đối với rãnh then phụ thuộc vào giới hạn bền của vật liệu trục :

σ mj=0

τ aj=τ mj= T j

2W 0 j=

46769 2.2447,67=9,55

Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra Chọn kiểu lỗ (k6) Tra bảng 10.11 - [1] nên ta có: {K σ/ε σ=2,06

K τ dj τ aj+ѱ τ τ mj=

151,73 1,83.9,55+0.12,13=8,68

Thông số đầu vào d = 20 (mm)

Tính toán kiểm nghiệm khả năng chịu tải của ổ lăn:

Trường hợp 1 (F kn cùng chiều dương):

Dựa vào phụ lục P2.11 – [1], với đường kính ngõng trục d=20mm , ta chọn ổ bi

đỡ một dãy cỡ nhẹ:

Hiệu

dmm

Dmm

B=Tmm

rmm

Đường kính bimm

CkN

Q - tải trọng động quy ước, kN

L - tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay( ứng với thời gian làm việc của hộp giảm tốc)

M - bậc đường cong mỏi khi thử về ổ lăn m =10/3 với ổ đũa

V - hệ số ảnh hưởng đến vòng nào quay, khi vòng trong quay V=1

kt - hệ số ảnh hưởng đến nhiệt độ suy ra chọn kt =1 do t<1000C

kđ - hệ số ảnh hưởng đến đặc tính tải trọng.Theo bảng 11.3 - [1]: kđ =1 (đặc tínhlàm việc va đập nhẹ )

X - hệ số tải trọng hướng tâm

Y - hệ số tải trọng dọc trục

Sơ đồ bố trí

 Xác định lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra ở trên ổ lăn:

 Tiến hành kiểm nghiệm :

4.5.4.3 Kiểm nghiệm ổ về khả năng tải tĩnh

Theo công thức 11.18 – [1], ta có: Qt ≤ C0 trong đó:

Qt - tải trọng tĩnh quy ước (kN)

 Chiều cao then: h = 8 (mm).

 Chiều sâu rãnh then trên trục t1= 5 (mm)

 Chiều dài then: l = (0,8÷0,9).lm23 = 41,6÷46,8 (mm)

 Chọn l= 45 (mm)

Xác định mối ghép then cho trục II lắp khớp nối d22 =30 (mm) chọn then bằng tra bảng 9.1a - [1] ta có:

 Chiều rộng then: b = 8 (mm)

 Chiều cao then : h = 7 mm

 Chiều sâu rãnh then trên tấm trục: t1 = 4 (mm)

 Chiều dài then: l = (0,8÷0,9)lm22 = 48÷54 (mm)

Dmm

B=Tmm

rmm

Đường kính bimm

CkN

Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32.

Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc

Chiều dày: Thân hộp, δ

Nắp hộp, δ 1

δ = 0,03a + 3 = 0,03.130 + 3 = 6,9 (mm), Chọn δ =8 (mm)

δ 1 = 0,9 δ = 0,9.8 = 7,2 (mm), Chọn δ 1 = 8 (mm) Gân tăng cứng: Chiều dày, e

Chiều cao, h

Độ dốc

e = (0,8÷1)δ = 6,4 ÷ 8 (mm), Chọn e = 8 (mm)

h < 58 mm khoảng 2 0

Đường kính:

Bulông nền, d 1

Bulông cạnh ổ, d 2

d 1 > 0,04a + 10 = 0,04.130 + 10 = 15,2 (mm) Chọn d 1 = 16 (mm)

Chiều dày bích thân hộp, S 3

Giữa bánh răng với thành trong

5.2 Một số kết cấu khác

5.2.1 Nắp ổ

Đường kính nắp ổ được xác định theo công thức :

  

   Trong đó: D là đường kính lỗ lắp ổ lăn

C1

(mm)

K(mm)

R(mm)

Vít(mm)

Sốlượng

5.2.3 Nút thông hơi

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi.Nút thông hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm Tra bảng 18.6 – [2] ta có kích thước nút thông hơi:

A B C D E G H I K L M N O P Q R S

5.2.4 Nút tháo dầu

Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp, bị bẩn (do bụi bặm và

do hạt mài), hoặc bị biết chất, do đó cần phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu Tra bảng 18.7 – [2] ta có kích thước nút tháo dầu

5.2.5 Kiểm tra mức dầu

Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu có kết cấu kích thước như hình vẽ:

5.2.6 Chốt định vị

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Lỗ trụ lắp ở trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời Để đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị, nhờ các chốt định vị khi xiết bulông không làm biến dạng ở vòng ngoài của ổ Thông số kĩ thuật của chốt định vị là:

d d1 d2 D a b S0

Chi tiết vòng chắn dầu

 Chức năng: vòng chắn dầu quay cùng với trục, ngăn cách mỡ bôi trơn với dầu trong hộp, không cho dầu thoát ra ngoài

 Thông số kích thước vòng chắn dầu

a=6 ÷ 9 (mm) , t=2÷ 3 (mm) , b=2÷ 5(mm)(lấy bằng gờ trục)

PHẦN 6 BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP

6.1 Bôi trơn bên trong hộp giảm tốc

Do bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đều có v ≤ 12(m/s) nên ta chọn

phương pháp bôi trơn ngâm dầu Với vận tốc vòng của bánh răng v = 3,97(m/s)

< 12 (m/s) nên ta chọn bôi trơn bằng cách ngâm trong dầu bằng 14bánh răng bị động trong hộp giảm tốc 1

4

d w 2

2 = 14 2082 = 26 (mm)

Tra bảng 18.11 – [2] ta được độ nhớt của dầu 8011ứng với 50oC

Tra bảng 18.13 – [2] ta chọn được loại dầu là dầu ô tô máy kéo AK-20

6.2 Bôi trơn bên ngoài hộp giảm tốc

Với bộ truyền ngoài hộp khi làm việc sẽ dính bụi bặm do hộp không được che kín nên ta dùng phương pháp bôi trơn định kì bằng mỡ

6.3 Điều chỉnh sự ăn khớp

Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then với bánh lớn và chọn kiểu lắp

là H7/k6 vì nó chịu tải vừa và va đập nhẹ Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10% so với chiều rộng bánh răng lớn

PHẦN 7 DUNG SAI LẮP GHÉP

 Để truyền momen xoắn từ trục lên bánh răng và ngược lại, ta chọn sử dụngthen bằng Mối ghép then thường không được lắp lẫn hoàn toàn do rãnh thentrên trục thường được phay thường thiếu chính xác Để khắc phục cần cạo thentheo rãnh then để lắp

 Lắp bánh răng lên trục theo kiểu lắp trung gian:

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1, Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, NXB Giáo dục Việt Nam, 2015.

[2] – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2, Trịnh Chất – Lê Văn Uyển,

NXB Giáo dục Việt Nam, 2015.