Đồ án chi tiết máy, thiết kế hệ dẫn động xích tải

đồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động xích tải: lực kéo xích tải : F = 2900 N vận tốc xích tải : v = 1,02ms số răng đĩa xích tải : z = 12 bước xích tải : p = 65mm thời gian phục vụ : lh = 13000 h số ca làm việc : soca = 2 góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài = 6 độ đặc tính làm việc : va đập nhẹ bánh răng chủ động :nghiêng trái yêu cầu tính chi tiết trục 1

kn k

 2 ( v/p )

usb = ux ubr :Tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống

Tra bảng 2.4[I] - trang 21,ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc 1 cấp bánhrăng trụ: ubr = 4 , ux=2,5

II Phân phối tỷ số truyền.

2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống :

176 , 9 462 , 78

2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc :

Chọn tỷ số của bộ truyền ngoài : ubr = 4

4

176 , 9

3.2 Công suất trên các trục

Công suất trên trục công tác: Pct = 2,958(KW)

Công suất trên trục II: P2=

x ol ct

Công suất thực của trục động cơ: 3 , 564

0,99.0,99

3,493 η

η

P P

kn ol

10

P 10

2

2 6

PHẦN 2 TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

Với + P : Là công suất cần truyền qua bộ truyền xích.P= P2=3.32 KW

+kn:Là hệ số vòng quay Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ

là:

n01=200 (vòng/phút)  kn=n01/n1=200/180=1,11

k bt: hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn Vì môi trường làm việc có bụi, bôi

trơn đạt yêu cầu nên chọn k bt =1,3

k c : hệ số kể đén chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 (làm việc 2 ca)

công suất cho phép : [P]=11 kW

Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt [P]=11 kW

Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p  pmax

1.4.Xác định khoảng cách trục và số mắt xích.

Khoảng cách trục sơ bộ: a=38p=38.25,4=965,2 mm

Theo công thức 5.12 số mắt xích:

=> X=117,68Lấy số mắt xích chẵn :

2 1 1

5 , 0

Z X

Z Z X

180 25

d F F F k

Fv :lực căng do lực li tâm gây ra: Fv = q.v2= 2,6 1,9052 = 9,4354 N

F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :

F0 = 9,81.kf .q.a = 9,81.2.2,6.967 = 49,33 N

(hệ số võng : kf = 2 do bộ truyền nghiêng 600)

Do đó: S = 30,56

 S >[S] = 8,2 (theo bảng 5.10)

Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền

1.6 Xác định thông số của đĩa xích

4 , 25

4 , 25

 461,08mm

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích:

da1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] =25,4.[ 0,5 + cotg( /25)] = 213,76 mm

da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg( /57)] = 437,08mmBán kính đáy: r = 0,5025dl + 0,05 =0,5025.15,88+0,05 = 8,03mmVới dl = 15,88 mm ( tra bảng 5.2/78)

Đường kính vòng chân đĩa xích:

df1 = d1- 2r = 202,65 – 2.8,03 = 186,6 (mm)

df2 = d2- 2r =461,08-2.8,03 = 445,02 (mm)

-Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức (5.18) :

.

.

.

d

vd d t r

k A

E F K F

 [H1 ]Trong đó:

[H1 ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép

Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện sẽ đạt được độ rắn HB=210 ta có [H1]=600 Mpa

Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.180.25,43.1 = 3,83N

Hệ số tải trọng động : Kđ=1,3 (bảng 5.6)

kđ=1(sử dụng 1 dãy xích)

Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,42 (vì Z1 =25 )

Diện tích bản lề : A = 180 mm2 (tra bảng (5.12)với p=25,4 mm, xích ống con lăn một dãy)

Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa



1 180

10 1 , 2 ).

83 , 3 35 , 1 78 , 1742 (

42 , 0 47

 H1 <[H] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc

Tương tự cho đĩa xích 2 với cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích Kr=0,23 (vì Z2 =57) Ta có:



1 180

10 1 , 2 ).

83 , 3 35 , 1 78 , 1742 (

23 , 0 47

Đơnvị

II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG

theo công thức 6.1 và 6.2:

HL xH v R H H

[  0 lim

FL xF s R F F

KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng

YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng

YS –hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất

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

Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ:

1

.

1

KHL, KFL -hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độtải trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4:

NHE1 = 56,16 107 > NHO1 = 1,6 107 Suy ra KHL1 = 1

NHE2 = 14,04 107 > NHO2 = 1,39 107 Suy ra KHL2 = 1

NFE1 = 56,16 107 > NFO1 = 4 106 Suy ra KFL1 = 1

NFE2 = 14,04 107 > NFO2 = 4 106 Suy ra KFL2 = 1

2.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải

[ H]max  2 , 8 max( ch1,  ch2) =2,8  ch1 = 2,8.450 = 1260 (Mpa)

] [

).

1

.(

ba H

H a

w

u

k T u

T là mômen xoắn trên trục chủ động T1 = TI = 46332 (N.mm)

[H]- ứng suất tiếp xúc cho phép [H]= 495,4 ( MPa)

Ka,– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng

03 , 1 46332 ).

1 4 (

1 4 ( 5 , 1

97096 , 0 120 2 ) 1 (

2

) 124 31 (

5 , 1

2

) (

w a

Z Z

m



  =arcos = 14,36 (thỏa mãn 80 < < 20 0

Góc ăn khớp αtw

59 , 20 36 , 14 cos

' 59 , 20 (cos(

Với CCX=9, v= 1,808 (m/s), tra bảng 6.14/107[1], ta được:

K H=1,13

K F=1,37

Hệ số tập trung tải trọng: K H = 1,04 ; K F = 1,07(chọn ở mục 2.3)

2.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.

2.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Công thức 6.33:

].

[

.

) 1 (

2

1

H w

t

H H

M

H

d u b

u K T Z

sin

36 , 14 cos

5

,

1

36 , 14

1 , 803

120

1 28

1 2 , 3 88 , 1 1

1 2 , 3 88 , 1

2 1





745 , 0 803

36 4

) 1 4 (

198 , 1 46332 2 745 , 0 715

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;

Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức

xH v R m H

1

.

.

2

F w

w

F F

Y Y Y K

T



] [

2 1

897 , 0 140

36 , 14 1 140

80 , 3

F

K - hệ số tải trọng khi tính về uốn

Fv F F

8 , 3 897 , 0 554 , 0 582 , 1 46332

60 , 3 8 , 106

Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn

2.6.3.Kiểm nghiệm về quá tải:

Ứng suất tiếp xúc cực đại:

] [

T

T k



max 375, 48 2, 2 556,9 [ ] max 1260[ ]

Ứng suất uốn cực đại

[ ] [ 364 , 133 2 , 2 62 , 60

, 14 cos

124 5 , 1

48 36 , 14 cos

31 5 , 1





- Đường kính đỉnh răng :

mm m

d d

mm m

d d

a

a

195

2

51

2

2 1

-Khoảng cách trục chia: a=( d1+d2)/2 = 120 (mm)

-Đường kính chân răng :d f1 d1  2,5.m 43,55 2,5.1,5 39,8   mm

d f2 d2  2,5.m 169, 44 2,5.1,5 162,8   mm

2.8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng

Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền:

df2 188,25 mmĐường kính vòng lăn dw1 48 mm

dt= 38 mm < cf

kn d

ta chọn nối trục có các thông số kích thước chủ yếu sau :

ứng suất dập cho phép của vòng caosu:[σ]d=2  4 (N/mm2)

ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]u=60 80(N/mm2)

3.3 Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu:





3 0

2

  d



 0 , 45 28

14 105 6

10 273 , 47 2 , 1

1

.

l KT

c

d

6 14 105 1 , 0

34 10 273 , 47 2 , 1

3

3

thoả mãn

3.5 Lực tác dụng lên trục.

T d

-Chọn d1sb=25mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b10=17mm

-Chọn d2sb=35mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b10=19mm

-Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng:

Ft1= Ft2= 1930 , 5 N

48

2.46332 d

Cos

α Ft1.tg

1

ω t





Fa1 = Fa2= Ft1.tg β  1930 , 5 tg12,59  494 , 23 N

4.3.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

-Chiều dài may ơ khớp nối:

-Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2=15 mm;

-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=10mm;

-Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=15mm

10 M x M y

Mtđ10=0;

48 , 10084 48

, 10084

2 1 2

1

M

Nmm T

M

2 2

2

Nmm T

3 , 59759 1

3 , 42163 1

6 , 40939 1

Khi đó, theo TCVN 2261- 77

+Kiểm nghiệm độ bền của then:

Kiểm nghiệm điều kiện bền dạp và bền cắt đối với then bằng

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

ghép về độ bền dập và độ bền cắt theo các công thưc sau

Công thức (9.1) ta có:  d

t d

t h dl

2 1

công thức (9.2):  c

t c b dl

T





Với then làm bằng thép,tra bảng 9.5[1] ta được

  d  100MPavà cho phép lớn hơn giá trị 5%

Chiều dai làm việc của then lt

4.6.Kiểm nghiệm trục ( trục I) theo độ bền mỏi.

Với thép 45 có: b  600MPa, 1  0 , 436 b  0 , 436 600  261 , 6MPa

MPa

728 , 151 6 , 261 58 , 0

j

d

t d bt d W

2

32

j

j j

j j

j j aj

d

t d t b d

M W

M

2

32

mj

W

T

2 2

j

d

t d bt d W

2

16

j oj

j j aj

mj

d

t d bt d

T W

T

2

16

2

2

1 1

3 max

Dựa vào biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn trên trục I ta thấy các tiết diệnnguy hiểm là tiết diện lắp bánh răng 2 và tiết diện lắp ổ lăn 1.Kết cấu trụcvừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hế số an toàn tại các tiết diện nguyhiểm đó thỏa mãn điều kiện sau:

ss.s / s2 s2  s

Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho ,[s] = 1,5 2,5

s , s - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặcứng suất tiếp, được tính theo công thức sau:

1



Trong đó : -1, -1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng a,

avà m, m là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diên xét

Chọn lắp ghép: Các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, đĩa xích, nốitrục theo k6 kết hợp lắp then

Phương pháp gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt

K

K K

K

K K

1



Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp s theo công thức (10.21)

m a

then

Lắpcăng

Rãnhthen

Lắpcăng

+Với d2sb=30mm Ta chọn đường kính các đoạn trục:

-Tại tiết diện lắnp bánh răng: d22=40mm

-Tại tiết diện lắp ổ lăn: d20=d21=35mm

-Tại tiết diện lắp đĩa xích: d23=30mm

rmax=0,25 mm

Chiều dài then bằng : lt=0,8 lm22= 0,8.45 = 36 mm

V.TÍNH CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN

Fk Ma

F r R x R y2 686 , 32 2 490 , 6 2 843 , 637N

11 2

5.2.2.Chọn kích thước ổ lăn

Chọn theo khả năng tải động Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn :

d10= d11 = 25 mm

Tra bảng P2.12/264, với loại ổ cỡ nhẹ hẹp, ta chọn được loại ổ bi đỡ chặn có

kí hiệu là 36305 có các thông số sau :

5.2.4.Lực dọc trục hướng tâm sinh ra trên các ổ

Tải quy ước Q = max(Q0 , Q1 )= 2083,9 N

5.2.7 Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động

Ta có: m

C 

Với :

m: bậc của đường cong mỏi, m=3 do tiếp xuc điểm ;

L: Tuổi thọ của ổ bi đỡ Với Lh = 13000 giờ

Tuổi thọ của ổ lăn:

L = Lh.n1.60.10-6 = 13000 720 60 10-6 = 561,6 (triệu vòng)

Q = 1708,556 N

Cd = 2083,9 3 561 , 6= 17193,3 N= 17,193 kN < C = 21,1 kN

Thoả mãn điều kiện tải động

5.2.8.Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh

Theo CT11.18[1]/219 : Q t C0

Tra bảng 11.6[1]/221, với ổ bi đỡ chăn 1 dãy và  =12

X0 = 0,5 ; Y0 =0,47Theo CT11.19 và CT11.20 ta có:

+Với ổ (1-0) ta có :

Qt0 = ( X0.Fr0 + Y0.Fa0 )= 1,121 KN

Qt0 = 1,121 kN < Co = 14,90(kN)

Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo

Như vậy, ổ bi đỡ chặn có kí hiệu là 36203 thoả mãn khả năng tải động và tảitĩnh có các thông số sau :

KẾT CẤU VỎ HỘP

I.VỎ HỘP

1.1Tính kết cấu của vỏ hộp

Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ Chọn vật liệu

để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu là GX15-32

Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục

1.2 Kết cấu nắp hộp

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, 

Nắp hộp, 1

 = 0,03.a + 3 = 0,03.120 + 3 7 mm > 6mm

1 = 0,9  = 0,9 7=6,3 mm, chọn 1 =7 mmGân tăng cứng: Chiều dày, e

Chiều cao, h

Độ dốc

e =(0,8  1) = 5,6  7, chọn e = 7 mm

h < 5. = 35 mm, chọn h= 30 mmKhoảng 2o

d5 =( 0,5  0,6)d2=( 0,5  0,6)10= 5,0-6,0(mm)Chọn d5 = 5mm và chọn vít M5

S4 = ( 0,9  1) S3 =( 0,9  1)14 = 12,6-14(mm)Chọn S4 = 14mm

K1  3.d1  3.14 = 42 mm

q = K1 + 2 = 42 + 2.7 = 56 mm;

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong

hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy

  ( 1 1,2). = (1 1,2)7 = 7 8,4 mmChọn  = 8mm

1 = (3…5)  = (3…5).7 = 21…35 mm

Để kiểm tra qua sát các chi tiết máy trong khi lắp ghép và để đổ dầu vào

hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Theo kết cấu hộp giảm tốc ta chọn được

kích thước cửa thăm như hình vẽ sau

D 4

D 2

D 3

2.5.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 thay dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo

dầu Dựa vào bảng 18.7 2

Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu có kết cấu kíchthước như hình vẽ.

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chữa đường tâm các trục

Lỗ trụ lắp ở thân hộp & trên nắp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trítương 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 bulong không làm biếndạng ở vòng ngoài của ổ

2.8.Ống lót và lắp ổ

Ống lót được dùng để đỡ ổ lăn, để thuận tiện khi lắp và điều chỉnh bộphận ổ đồng thời trái cho ổ khỏi bụi băm, chất bẩn ống lót được làm bằngvật liệu GX15-32 ta chọn kích thước của ống lót như sau

Chiều dày:    6 8( mm ), ta chọn  8(mm)

Chiều dày vai 1và chiều dày bích 2

1  2    8( mm )

Đường kính lỗ lắp ống lót

D' D2 68 2.8 84(  mm)

III.BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP

3.1.Bôi trơn trong hộp giảm tốc

Do bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đều có v 12( / )m s nên tachọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu Với vận tốc vòng của bánh răng

3.2.Bôi trơn ngoài hộp

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

Bảng thống kê dành cho bôi trơn

Tên dầu hoặc

mỡ

Thiết bị cần bôitrơn

Lượng dầu hoặc

mỡ

Thời giant hay dầuhoặc mỡDầu ôtô máy

3.3.Điều chỉnh sự ăn khớp

Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then với bánh lớn và chọn kiểulắp là H7/k6 vì nó chịu tải vừa và va đập nhẹ.Để điều chỉnh sự ăn khớp củahộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên10% so với chiều rộng bánh răng lớn

IV BẢNG THỐNG KÊ CÁC KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI

Tại các tiết diện lắp bánh răng không yêu cầu tháo lắp thường xuyên ta chọn kiểu lắp H7/k6, tiết diện lắp trục với ổ lăn, khớp nối, đĩa xích được chọn trong bảng sau :