Đồ án :Cơ sở thiết kế hệ thống xích tải ppsx

Trong quá trình thực hiện đồ án, với sự hướng dẫn nhiệt tình của thầy Vũ Xuân Trường, em đã hoàn thành bản thiết kế hệ dẫn động xích tải dùng hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp.. Với KFC

LỜI NÓI ĐẦU

Cơ sở thiết kế máy là một môn học nhằm nghiên cứu rồi tính toán thiết

kế các tiết máy có công dụng chung Môn học đã đưa ra những kiến thức rất cơ bản về cấu tạo,nguyên lý cũng như phương pháp tính toán các chi tiết máy có công dụng chung.Từ đó sinh viên có thể giải quyết được những bài toán thực tế lám ra các chi tiết một cách khoa học nhất Đối với sinh viên Cơ khí thì môn học lại càng có ý nghĩa quan trọng hơn Có thể nói đó là một kho tàng kiến thức chuyên môn.

Vì vậy việc thực hiện đồ án của môn học là một bước rất quan trọng để

ta có thể tiếp cận được với tri thức, với thực tiễn Từ đó hoàn thiện chuyên môn Trong quá trình thực hiện đồ án, với sự hướng dẫn nhiệt tình của thầy

Vũ Xuân Trường, em đã hoàn thành bản thiết kế hệ dẫn động xích tải dùng

hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp Tuy vậy, với thời gian có hạn và những kiến thức còn thiếu sót nên bài làm không thể tránh khỏi những sai lầm Rất mong nhận được sự chỉ bảo của quý thầy cô cùng bè bạn.

Trong quá trình thưc hiện đồ án môn học có sử dụng các tài liệu:

- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Trịnh Chất –Lê Văn Uyển-T1.

- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Trịnh Chất –Lê Văn Uyển-T2.

Em xin chân thành cảm ơn!

Hưng Yên, ngày 10 tháng 04 năm 2010

Sinh viên

Đặng Đức Đại

MỤC LỤC

I 5

II TÀI LIỆU THAM KHẢO 5

II Bộ truyền trong 6

I TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG 15

1 Chọn động cơ 15

2 Phân phối tỉ số truyền 16

3 Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục 16

II Bộ truyền trong 19

III PHẦN III 28

IV TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN THEN 28

V 3.1 Tính toán trục 28

PHẦN IV 46

TÍNH VÀ CHỌN Ổ, KHỚP NỐI 46

4.1 Tính và chọn ổ 46

4.1.1 Tính và chọn ổ cho trục I 46

46

4.1.2 Tính và chọn ổ cho trục II 48

VI PHẦN IV - CHỌN KHỚP NỐI 50

VII PHẦN V: 52

VIII BÔI TRƠN ĂN KHỚP VÀ BÔI TRƠN Ổ TRỤC 52

IX 52

X 4.1 Bôi trơn ăn khớp 52

XI PHẦN VI: 53

XII THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC 53

XIII VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC 53

XIV 53

XV PHẦN VII: 61

XVI XÂY DỰNG BẢN VẼ LẮP VÀ CHỌN KIỂU LẮP GHÉP.61 XVII 61

XVIII 7.1 Xây dựng bản vẽ lắp 61

II BẢNG KÊ KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP 62

TÀI LIỆU THAM KHẢO 64

II TÀI LIỆU THAM KHẢO

1, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Trịnh Chất –Lê Văn Uyển - T1.

2, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Trịnh Chất –Lê Văn Uyển - T2.

II Bộ truyền trong

o Flim 1,8HB

Flim1 1,8 275 495MPa

o Hlim 2 2HB 2 70 2.260 70 590MPa

T c

F

.

Với KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1

YR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1

=> [σσF]1 = 495.1.1 283

1, 75 = MPa

=> [σσF]2 = 468.1.1 267

1, 75 = MPaỨng suất quá tải cho phép

[σσH]max = 2,8 σch2 = 2,8 580 = 1624 MPa

[σσF1]max = 0,8 σch1 = 0,8 580 = 464 MPa

[σσF2]max = 0,8 σch2 = 0,8 580 = 464 MPa

2.4 Tính toán bộ truyền bánh răng

a Xác định chiều dài côn ngoài:

2

1

.

1

H be be

H R

E

u K K

K T u

K R

Với KR = 0,5 Kd : hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng

Với bộ truyền động bánh côn răng thẳng bằng thép Kd = 100 MPa1/3

Kbe : hệ số chiều rộng vành răng Kbe = 0,25…0,3 Chọn Kbe = 0,25

KHβ : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng bánh răng côn Tra bảng 6.21 – 113 [I] với

=> 0 , 48

25 , 0 2

4 , 3 25 , 0 2

Và trục bánh côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB<350 tra được: KHβ = 1,08

KFβ = 1,1 5

T1 : Momen trên trục 1 T1 = 90486 N.mm

3

2 2

4 , 536 4 , 3 25 , 0 ).

25 , 0 1 (

08 , 1 90486

1 4 , 3 50

28 , 170 2 1

2

2 2

71 , 2

5 , 0

07 , 84

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo CT 6.58 – 115 [I] ứng suất tiếp xúc

[σσH] = 1 H 12

m1

2T K u 1 0,85.bd u

Trong đó: ZM: Hệ số kế đến cơ tính của vật liệu ăn khớp

Tra bảng 6.5 – 96 [I] ZM = 274 MPa1/3

ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Với x1 + x2 = 0 tra bảng 6.12 – 106 [I] được ZH = 1,76

Zε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Với bánh côn răng thẳng

Theo CT 6.59a – 115 [I] : Zε = 4

3

a e

1 1

1 32

K : Hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng Theo bảng 6.21 – 113 [I] Chọn : KHβ = 1,14

KHα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp Với bánh răng côn thẳng KHα = 1

KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

1 H H

bd 1

2T K K

H v

H

) 1 (

.

σH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

) 4 , 3 1 (

84 55 , 1 73 006 ,

1 m H

K K T 2

bd v

Trong đó b: chiều rộng vành răng

b = Kbe Re = 0,25 170,4 = 42,6 mm => KHv = 1 , 12

1 14 , 1 90486

2

84 6 , 42 07 , 7

1 4 , 3 56 , 1 90486 2 866 , 0 76 , 1

,



Vậy thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc;

Do đó có thể lấy chiều rộng vành răng b = 45 mm

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Điều kiện bền uốn:

[σσ’F] =

1

1 β ε 1

85 , 0

2

m tm

F F

d m b

Y Y Y K T

(CT 6.65 – 116) [I]

Trong đó KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn

K : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp Tra bảng 6.14 – 107 [I] với bánh răng côn thẳng K F = 1,37

Fv

K : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

KFv = 1 +

α β 1

1

2

ν

F F

m F K K T

d b

) 1 4 , 3 (

2

84 6 , 42 87 , 18

32 ''

39 ' 21 16 cos

32 cos 1

109 ''

21 ' 38 73 cos

109 cos 1

625 , 2 6 , 42 85 , 0

8 , 3 1 568 , 0 13 , 2 90486 2

F

71 , 98 8

, 3

6 , 3 2 , 104

F

 MPa < [σσF2]max

Như vậy điều kiện uốn được đảm bảo

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Ứng suất tiếp xúc cực đại không vượt qua giá trị cho phép theo (6.48 – 110) [I]

531 4 , 1 7 , 448

max  H qt  

H  K

Với Kqt : hệ số quá tải Kqt = max 1,4 1 , 4





T

T T

2.5 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn

Chiều dài côn ngoài Re = 170,40 mm

βm : góc nghiêng của răng βm = 0

hte = cosβm = cos 0 = 1

xn1 = x1 = 0,31

=> hae1 = (1 + 0,31.1).3 = 3,93 (mm)

hae2 = 2 hte.mte – hae1

= 2.1.3 – 3,93 = 2,07 (mm)Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = he – hae1

Với he: chiều cao răng ngoài

he = 2.hte mte + c với c = 0,2 mte

=> he = 2 1 3 + 0,2 3 = 6,6 (mm) => hfe1 = 6,6 – 3,93 = 2,67 (mm)

hfe2 = he – hae2 = 6,6 – 2,07 = 4,53 (mm)Đường kính đỉnh răng ngoài: dae1 = de1 + 2.hae1 cos δ1

= 96 – 2 3,93 0,9595 = 88,45 (mm)

dae2 = de2 + 2.hae2 cos δ2 =

327 – 2 2,07 0,2816 = 325,83 (mm)

 (kW) (CT 2.11- 20) [1]

77 , 0 7

2 3 , 0 7

3 8 , 0 7

2 1 3600 7

2 4 ,

P



Từ công thức 2.9 – 19 [1] ta có:

ot x ol br đ



ol

99 , 0



ot

93 , 0

77 , 0 6 , 3

 Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ điện

Theo công thức 2.17 - 21 [1] Số vòng quay của xích tải:

8 , 50 23

60000

Từ bảng P1.3 – 236 [1] với Pct = 3,37 kW, nđb = 1420 (vòng/phút)

Ta chọn động cơ có ký hiệu 4A100L4Y3 có

Pđc = 4,0 kW, nđc = 1420 vòng/phút,   84 %,cos  = 0,84 mm

4 , 1 2

, 51

65 , 27



2

2 03 , 2

Trục 1 là trục nối bánh răng - đĩa xích nhỏ

Trục 2 là trục nối đĩa xích lớn - xích tải

Ta có:

a Công suất:

) ( 95 , 2 6 , 3 82 , 0

P

P t  tđ   lv  

) ( 2 , 3 93 , 0 99 , 0

95 , 2

P

x ot

2,3

P P



57 , 3 95 , 0 9 , 0

36 , 3

P P

n

P

T 9 , 55 10 6



90486 62

, 354

36 , 3 10 55 , 9

10 55 , 9

6

1

1 6

, 104

2 3 10 55 , 9

10 55 , 9

6

2

2 6

57 , 3 10 55 , 9

10 55 , 9

6 '

n

P

626748 35

, 51

37 , 3 10 55 , 9

10 55 , 9

6 6

3,36

3,20

3,0

PHẦN II: TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN

I, Bộ truyền ngoài

1, Truyền động đai

Ta có: Công suất trên bánh đai nhỏ: P đc  3 , 62 (KW)

Số vòng quay trên bánh đai nhỏ: n đc 1397 KW( )

Dựa vào hình 4.1-59 [σ1], ta chọn loại đai thường tiết diện loại ATính toán thông số đai loại A:

- Đường kính bánh đai nhỏ : d1  100  200 (mm) Chọn d 1 140 (mm)

60000

1397 140 60000

. 1 1

s m n

.

1

2 d u  

d =140.4.(1-0,01) = 554,4(mm) Chọn d 2 560 (mm) theo tieu chuẩn

) 01 , 0 1 (

140

560 0

1 (

1

4 04 , 4

, 0 04

,

2

mm d

a d

2 )

560 140 (

55 ,

4 2

2

2 1 2 2

140 560 2

560 140

II Bộ truyền trong

o Flim 1,8HB

Flim1 1,8 275 495MPa

o Hlim 2 2HB 2 70 2.260 70 590MPa

T c

F

.

Với KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1

YR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1

=> [σσF]1 = 495.1.1 283

1, 75 = MPa

=> [σσF]2 = 468.1.1 267

1, 75 = MPaỨng suất quá tải cho phép

[σσH]max = 2,8 σch2 = 2,8 580 = 1624 MPa

[σσF1]max = 0,8 σch1 = 0,8 580 = 464 MPa

[σσF2]max = 0,8 σch2 = 0,8 580 = 464 MPa

2.4 Tính toán bộ truyền bánh răng

a Xác định chiều dài côn ngoài:

2

1

.

1

H be be

H R

E

u K K

K T u

K R

Với KR = 0,5 Kd : hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng

Với bộ truyền động bánh côn răng thẳng bằng thép Kd = 100 MPa1/3

Kbe : hệ số chiều rộng vành răng Kbe = 0,25…0,3 Chọn Kbe = 0,25

KHβ : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng bánh răng côn Tra bảng 6.21 – 113 [I] với

=> 0 , 48

25 , 0 2

4 , 3 25 , 0 2

Và trục bánh côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB<350 tra được: KHβ = 1,08

KFβ = 1,1 5

T1 : Momen trên trục 1 T1 = 90486 N.mm

3

2 2

4 , 536 4 , 3 25 , 0 ).

25 , 0 1 (

08 , 1 90486

1 4 , 3 50

28 , 170 2 1

2

2 2

71 , 2

5 , 0

07 , 84

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo CT 6.58 – 115 [I] ứng suất tiếp xúc

[σσH] = 1 H 12

m1

2T K u 1 0,85.bd u

Trong đó: ZM: Hệ số kế đến cơ tính của vật liệu ăn khớp

Tra bảng 6.5 – 96 [I] ZM = 274 MPa1/3

ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Với x1 + x2 = 0 tra bảng 6.12 – 106 [I] được ZH = 1,76

Zε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Với bánh côn răng thẳng

Theo CT 6.59a – 115 [I] : Zε = 4

3

a e

1 1

1 32

K : Hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng Theo bảng 6.21 – 113 [I] Chọn : KHβ = 1,14

KHα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp Với bánh răng côn thẳng KHα = 1

KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

1 H H

bd 1

2T K K

H v

H

) 1 (

.

σH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

) 4 , 3 1 (

84 55 , 1 73 006 ,

1 m H

K K T 2

bd v

Trong đó b: chiều rộng vành răng

b = Kbe Re = 0,25 170,4 = 42,6 mm => KHv = 1 , 12

1 14 , 1 90486

2

84 6 , 42 07 , 7

1 4 , 3 56 , 1 90486 2 866 , 0 76 , 1

,



Vậy thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc;

Do đó có thể lấy chiều rộng vành răng b = 45 mm

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Điều kiện bền uốn:

[σσ’F] =

1

1 β ε 1

85 , 0

2

m tm

F F

d m b

Y Y Y K T

(CT 6.65 – 116) [I]

Trong đó KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn

K : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp Tra bảng 6.14 – 107 [I] với bánh răng côn thẳng K F = 1,37

Fv

K : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

KFv = 1 +

α β 1

1

2

ν

F F

m F K K T

d b

) 1 4 , 3 (

2

84 6 , 42 87 , 18

32 ''

39 ' 21 16 cos

32 cos 1

109 ''

21 ' 38 73 cos

109 cos 1

625 , 2 6 , 42 85 , 0

8 , 3 1 568 , 0 13 , 2 90486 2

F

71 , 98 8

, 3

6 , 3 2 , 104

F

 MPa < [σσF2]max

Như vậy điều kiện uốn được đảm bảo

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Ứng suất tiếp xúc cực đại không vượt qua giá trị cho phép theo (6.48 – 110) [I]

531 4 , 1 7 , 448

max  H qt  

H  K

Với Kqt : hệ số quá tải Kqt = max 1,4 1 , 4





T

T T

2.5 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn

Chiều dài côn ngoài Re = 170,40 mm

βm : góc nghiêng của răng βm = 0

hte = cosβm = cos 0 = 1

xn1 = x1 = 0,31

=> hae1 = (1 + 0,31.1).3 = 3,93 (mm)

hae2 = 2 hte.mte – hae1

= 2.1.3 – 3,93 = 2,07 (mm)Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = he – hae1

Với he: chiều cao răng ngoài

he = 2.hte mte + c với c = 0,2 mte

=> he = 2 1 3 + 0,2 3 = 6,6 (mm) => hfe1 = 6,6 – 3,93 = 2,67 (mm)

hfe2 = he – hae2 = 6,6 – 2,07 = 4,53 (mm)Đường kính đỉnh răng ngoài: dae1 = de1 + 2.hae1 cos δ1

= 96 – 2 3,93 0,9595 = 88,45 (mm)

dae2 = de2 + 2.hae2 cos δ2 =

327 – 2 2,07 0,2816 = 325,83 (mm)

0 

i i

Chọn sơ bộ ổ lăn là ổ đũa côn:

Với d sb1  35 (mm) Chọn ổ lăn có chiều rộng b 01 21 (mm)

Với d sb2  50 (mm) Chọn ổ lăn có chiều rộng b 01 27 (mm)

3.1.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

Dựa vào đường kính trục, sử dụng bảng 10.2 để chọn chiều rộng ổ lăn,

công thức 10.12, để xác định chiều dài may ơ bánh đai và bánh răng, công thức 10.13 để xác định chiều dài nửa nối trục, bảng 10.3 và bảng 10.4 để tính

Nh vËy ta cã sè liÖu sau

l11 = 87,5 mm; l12= -lc12= - 65mm; l13= 157mm

l22= 68,5mm; l23= 117,30 mm

l21= 217 mm;

l11= 87,5 mm

l21= 217 mm

Kí hiệu các lực khớp và ổ trục như hình vẽ

Với Fđx = F rđ cos   788 , 25 cos 45  = 557,37 (N)

Fđy = F rđ sin   788 , 25 sin 45  = 557,37 (N)

, 87

157 38 , 752 2

84 81 , 220 65 37 , 557

2

0 2

.

.

) ( 03 , 1463 04

, 1658 37

, 557 38 , 752 0

11

13 1

1 1 12

13 1

1 1 11 12

1

1

N l

l F

d F l F F

l F

d F l F l F m

N F

F F F

F F F F Y

r

m a đy

Cy

r

m a Cy

đy x

B

Cy đy r By

r Cy By đy k

Vậy chiều của các lực như hình vẽ

Tại C: Xét cân bằng trên mp xoz:

) ( 70 , 4173 5

, 87

157 42 , 2154 2

84 81 , 220 65 37 , 557

2

0 2

.

.

) ( 65 , 2576 70

, 4173 37

, 557 42 , 2154 0

11

13 1

1 1 12

13 1

1 1 11 12

1

1

N l

l F

d F l F F

l F

d F l F l F m

N F

F F F

F F F F X

t

m a đy

Cx

t

m a Cx

đx By

Cx đx t Bx

t Cx Bx đx k

.Tính đường kính của trục

Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có dsb

I = 35 mm, vật liệu chế tạo trục là thép 45, tôi cải thiện, có b ≥ 600 Mpa; theo bảng 10 5 –195 – [I ta có

trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là: [σ] = 63 MPa

Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức:

d = 3

] [σ 1 ,

0 

td M

- Mô men xoắn TA = TI = 90486 ( Nmm )

- Mô men tương đương trên mặt cắt A:

MA

td = 0 , 75 90486 2 = 78363,17 Nmm

- Kích thước của trục tại mặt cắt A: dA = 3

63 1 , 0

17 , 78363

= 23,16 mm;

- Do mặt cắt tại A có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo

đó ta tính được đường kính của trục tại mặt cắt A là:

dA = 23,16 + 0,04 23,16  24,08 mm

+ Xét mặt cắt trục tại điểm B - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:

- Mô men uốn MB

y = 36229,05 Nmm;

- Mô men uốn MB

x = 36229,05 Nmm;

- Mô men xoắn TB = 90486 Nmm;

- M« men tương đương trên mặt cắt B:

MB

td = 36229 , 05 2  36229 , 05 2  0 , 75 90486 2 = 93626,25 Nmm;

- Kích thước của trục tại mặt cắt B: dB = 3

63 1 , 0

25 , 93626

= 24,58 mm + Xét mặt cắt trục tại điểm C - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:

- Mô men uốn MC

- M« men tương đương trên mặt cắt C:

MC

td = 43016 , 2 2  140457 , 95 2  0 , 75 90486 2 = 166492,09 Nmm;

- Kích thước của trục tại mặt cắt C: dC =3

63 1 , 0

09 , 166492

= 29,78 mm;

- Như vậy để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng

bộ khi chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngõng trục tại B và C là như nhau: dB = dC = 30 mm

m a

03 , 78910

Kiểm tra điều kiện bánh răng liền trục (Xét tại điểm D).

Khi đường kính bánh răng gần với đường kính trục thì bánh răng được làm liền với trục Bánh răng làm liền với trục thì khoảng cách từ chân răng tới rãnh then phải thỏa mãn điều kiện:

X 1,8.mte đối với bánh răng côn

Trong đó: mte môđun mút ngoài, mte=3;

Có kết quả:  r = ( )e

e

arctg h R

Với he - chiều cao răng ngoài, he = 6,6 mm

Re - chiều dài côn ngoài: Re = 170,4 mm

) 6 , 6 (

arctg r

