ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

bPhân phối tỉ số truyền Do hộp giảm tốc khai triển phân đôi cáp chậm chọn theo kinh nghiệm... II Tính toán các thông số cho bộ truyền ngoài – Bộ truyền xích... P P là công suất trên đĩa

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

I)Chọn loại động cơ điện

Chọn động cơ điện một chiều :Các yếu tố cần xác định

 Công xuất động cơ :Pđc (kw)

Hệ số tải trọng tương đương là:

Trong đó :(Các hiệu xuất được tra từ tài liệu TTTKHDĐCK I)

η0l là hiệu xuất ổ lăn chọn η0l = 0,99

ηot là hiệu suất ổ trượt chọn ηot = 0,98

ηx là hiệu xuất của bộ truyền xích chọn ηx = 0,97

ηkn là hiệu xuất khớp nối chọn ηkn = 0,99

nbr là hiệu xuất của bộ truyền bánh răng chọn nbr = 0,97

Chọn động cơ điện một chiều có:

 Công xuất động cơ :Pđc = 7,5 (kw)

 Tốc độ động cơ :nđc = 1425 (vòng/phút)

 Tỉ số quá tải :Tk/Tdn = 2

 Hệ số cosβ = 0,85

2) Phân phối tỉ số truyền :

a)Tỉ số truyền chung là uch = dc

ct

n

n = uh×β ung chọn ung = 2 ta có uch = dc

40,378 2

uh = u1 ×β u2 (chọn u1>u2)

b)Phân phối tỉ số truyền

Do hộp giảm tốc khai triển phân đôi cáp chậm (chọn theo kinh nghiệm )

4,875 0,98 0,97

ct

x ot

P P

br ol

P P

' 1

dc

ol kn

P P

T2 = 9,55 ×β 10^6 ×β 2

2

P

n = 9,55×β10^6 289,635,505 = 181517Nmm Trên truc 3　　　　　　

T3 = 9,55 ×β 10^6 ×β 3

3

P

n = 9,55 ×β 10^6 ×β70,645,128 = 693267,3 Nmm Trên truc công tác

T(Nmm) 39198,56 38418,5 181517/2 693267,3 1318127.1

II) Tính toán các thông số cho bộ truyền ngoài – Bộ truyền xích.

Yêu cầu :Bộ truyên làm việc hai ca ;

Thời gian phục vụ là Lh=20000 giờ;

Đặc tính làm việc :Va đập nhẹ Các thông số cho trước:

Công suất trên trục 3 là P = 5,128 kw (lấy từ bảng thông số trên)

Tỉ số truyền là u = 2

Số vòng quay của đông cơ n = 70,64 (vòng/phút)

1) Chọn loại xích

Vì vận tốc không cao nên ta chọn loại xích con lăn2) Xác định các thông số của xích và bộ truyền Theo bảng 5.4 với u = ung = 2 ta chọn số răng đĩa nhỏ là Z1 = 25

Do đó số răng đĩa lớn là Z2 = uZ1 = 2×β25 = 50 răng < Zmax = 120

Tỉ số truyền thực của bộ truyền là u = Z1/Z2 = 50/25 = 2;

3)Theo công thức (5.3) (TK1) công suất tính toán là

Pt = K Kz Kn P Trong đó :

Pt công thức tính toán;

K hê số điều kiện sử dụng xích

Kz hệ số răng đĩa dẫn Kz = Z01/Z1 = 25/25 = 1

Kn hệ số vòng quay Kn =n01/n1=50/70,64 =0,708 (chọn n01=50(v/p)

Theo công thức (5.4) và bảng 5.6 ta có

K = Ka Kđ Ko Kđc.Kc Kb

Kđ hệ số xét đến dặc tính của tải trọng lấy Kđ = 1,2(va đập nhẹ)

Ka hệ số xét đến chiều dài xích lấy Ka = 1 (vì lấy khoảng cách trục a = 40p)

Ko hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền Ko = 1 (Đường nối hai tâm đĩa xích so với đường nằm ngang<60°)

Kđc hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng của xích Kđc = 1 (bộ truyền có thể điều chỉnh được)

Kbt hệ số đièu kiện bôi trơn Kb = 1,3

(môi trường làm việc có bụi bôi trơn đạt yêu cầu )

Kc =1,25 (Do bộ truyền làm việc hai ca)

Pt = K Kz Kn P (P là công suất trên đĩa dẫn)

Công suất tính toán

da1 = p[0,5+cotg( /Z1)] = 38,1[0,5+cotg( /25)  ] = 320,62 mm.

da2 = p[0,5+cotg( /Z2)] = 38,1[0,5+cotg( /50)]   = 624,63 mm Đường kính vòng chân răng

df1 = d1 – 2r = 298,76 - 2×β11,22 = 274,34 mm

df2 = d2 – 2r = 624,63 - 2×β11,22 = 602,19 mm

Với r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025 ×β 22,23 + 0,05 = 11,22 mm

d1 = 22,23 tra từ bảng 5.2 theo bước xích

7)Kiểm nghiệm độ bền đĩa xích theo công thức (5.18)

8)Tính lực tác dụng lên trục theo công thức(12-16).Lấy hệ số kt = 1,1

Lực vòng xác định theo công thức (5.20)

Fr= Kx.Ft= 1,05×β4486,6 = 4710,93Nmm

Trong đó với bộ truyền nghiêng 1 góc lớn hơn 40°,Kx = 1,05

III)Tính toán các thông số bánh răng trụ răng thẳng trong hộp giảm tốc

1) chọn vật liệu :

Chọn vật liệu hai bánh rằng là như nhau

Bánh răng nhỏ làm bằng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt là HB241…285.Có  b1 850MPA ch1580MPA

Bánh lớn là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt là HB192…240 có

2

lim 2 1,8

  = 1,8 ×β 230 = 414 MPa Theo 6.5 thì N H0 30HB2,4 Do đó ta có :

N H01  30HB12,4  30 245  2,4  1,6.10,N H02  30HB22,4  30 230  2,4  1,39.107.Theo 6.7 N HE  60 T T i/ Max3 .m t i i va 2 1  3

530 1

481,8 1,1

ứng suất tải cho phép Theo (6.10) va (6.11) là:

Hmax  2,8 ch2  2,8 ×β 450 = 1260 MPa

F1max  0,8 ch1  0,8 ×β 580 = 464 MPa

F1max  0,8 ch2  0,8 ×β 450 = 360 MPa

II) Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

a)Xác định sơ bộ khoảng cách trục

 

1 3

1 1

481,8 4,92 0,3



  142,6 lấy aw1= 144mmb) Xác định các thông số ăn khớp

m = (0,010,02) aw1 = 1,442,88 chọn m = 2 (theo tiêu chuẩn) Xác định số răng của các bánh:

1 w1

1

2( 1)

2 1

a d

H Hv

Thay gia trị vừa tính được vào 6.33 ta được

với cấp chính xác động học là 8 ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là8khi đó cần gia công đạt độ nhám là R z = 10…40do đó Z  r 0,9 với d a<700

mm thì K  xh 1 do đó theo (6.1)va (6.1a) H  H,Z vZ rK xH= 481,8 0,9870,91 = 427,4 MPa

Như vậy H <H độ bền của bánh răng được thoả mãn

 Kiểm nghiệm bánh rang về độ bề uốn: ứng suất uốn sinh ra tại chân

w w1

2 b

F F

K  là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng tra bảng P.2.3 ta có

K K

T

d b v K

 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo 6.48 với max 1,5

 Các thông số của bộ truyền là

1)chọn vật liệu :

Chọn vật liệu hai cấp bánh rằng là như nhau

Bánh răng nhỏ làm bằng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt là HB241…285.Có  b1 850MPA ch1580MPA

Bánh lớn là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt là HB192…240 có

N H01  30HB12,4  30 260  2,4 1,87.107,N H02  30HB22,4  30 245  2,4  1,6.107.Theo 6.7 N HE  60 T T i/ Max3 .m t i i và 2 1  3

560 1

509 1,1

Theo (6.7) N FE  60 .c T T i/ max6 .n t i i nên ta có:

3) Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

a)Xác định sơ bộ khoảng cách trục

 

' 2 3

2 2

m = (0,010,02) aw2 = 1,63,2 chọn m = 2 (theo tiêu chuẩn) vàchọn sơ bộ   30 0 Do đó c os = 0,86602

Xác định số răng của các bánh theo (6.31)

2 1

a d

2

1 2

H Hv

Như vậy H <H độ bền của bánh răng được thoả mãn

 Kiểm nghiệm bánh rang về độ bề uốn: ứng suất uốn sinh ra tại chân

1

w w2

2 b

F F

K  là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng có K F= 1,228(tratheo nội suy )

F

K  là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các răng đồngthời ăn

khớp Theo bảng 6.14 với v<2,5(m/s) ma cấp chính xác là 9 do đó K F =1,37

K K

T

d b v K

 = 0,8625 = 42,081 răng27 3 2

os

v v

Z Z

 = 0,8625 = 172,9998 răng111 3Theo bảng (6.18) ta có Y F1 = 3,694 , Y F2 = 3,6với m=2mm thì Y s = 1,08-0,0695ln2 = 1,0318 và Y r = 1 (bánh răng phay )

Vậy răng thỏa mãn điều kiện bền uốn.

 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo 6.48 với max 1,5

 Các thông số của bộ truyền là

d a1 d1  2m = 62,608+22 = 66,608 mm

IV) Tính toán thiết kế trục

1) Chọn vật liệu: chọn vật liệu ché tạo trục là thép 45 tôi cải thiện

có σb = 600 MPa,ứng suất xoắn cho phép [τ] = 8 20MPa

 Chiều rộng ổ lăn tương ứng b01 = 17 ;b02 = 19 ; b03 = 31

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

Theo ct(10.10)[1] chiều dài moay ơ đĩa xích va chiều dài moay ơ bánh răng trụ là:

k1 là khoảng cỏch từ măt mỳt của chi tiết quay đến thành trong của ổ hoặc khoảng cỏch giữa hai chi tiết quay

 lc33 = 0,5(77+31)+9 = 63 mm  l34 = l31+ lc33=225+63=288 mm

4 )Xỏc định phản lực tại cỏc gối đỡ

a)tính các phản lực tại các gối đỡ trên trục I:

*Cỏc lực ăn khớp trờn cỏc bỏnh răng là

+lực hướng tõm Fr1=Ft1.tgtw=1601.tg22,080=649,4 N

+ lực do khớp nối tỏc dụng nờn trục là Fn = (0,2…0,3)2T1/Dt

trục vũng đàn hồi tra bảng ta được D t = 120 mm do đú

0,6 38418,5

120

n

*phương và chiều của cỏc lực như hỡnh vẽ :

Theo phương trỡnh cõn bằng lực và mụ men ta cú

c)tính các phản lực tại các gối đỡ trên trục III:

*cỏc lực ăn khớp trờn cỏc căơ bỏnh răng cú phương chiều như hỡnh vẽ

b)tính các phản lực tại các gối đỡ trên trục II:

*cỏc lực ăn khớp trờn cỏc cặp bỏnh răng cú phưong chiều như hỡnh vẽ

.5) Vẽ biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn:

a)đối với trục I:

*)Mụ men tương đương tại cỏc mặt cắt qua trục một

Tại cỏc mặt căt 10 và 13 cú mụ men

Ta cú d10

 

10 3

 = 17,4mm và d13 = 0

d11 =

 

11 3

b)đối với trục II:

*)Mụ men tương đương tại cỏc mặt cắt qua trục hai

Tại cỏc mặt cắt đi qua cỏc thiết diờn 20 và 24 thỡ mụ men là :

Tại mặt cắt đi qua thiết diện 24 là :

c)đối với trục III:

*)Mụ men tương đương tại cỏc mặt cắt qua trục ba

Tại cỏc mặt cắt đi qua cỏc thiết diờn 30 và 34 thỡ mụ men là :

Tại cỏc mặt cắt đi qua cỏc thiết diờn 32:

*)Tớnh chớnh xỏc đường kớnh cỏc đoạn trục của trục 3

Với   = 50 MPa tra bảng 10.5 ta có

Ta cú : d30 = 0

d31 =

 

31 3

d32 =

 

32 3

*Xuất phát từ các yêu cầu về công nghệ và lắp nghép tachọn đường kính các

đoạn trục như sau

+ trôc I: + trôc II + trôc III

chon then cho c¸c tiÕt diÖn cña truc nh sau

7 )Kiểm nghiệm trục về đọ bền mỏi

1.3.7 Kiểm nghiệm trục về đọ bền mỏi

* Với thép 45 có σb = 600 MPa

Suy ra: σ-1 = 0,436σb = 0,436.600 = 261,6 MPa

τ-1 = 0,58σ-1 = 0,58.261,6 = 151,7 MpaTheo bảng 10.7[1]: ψσ = 0,05 ; ψτ = 0

Các trục của hộp giảm tốc đều quay với ứng suất thay đổi theo chu

kì đối xứng do đó σm = 0 trục quay một chiều nên ứng suât xoắn thay đổi theo chu kì mạch động τa = τm tính theo (10.23) ta có

Trong đó 1

S k

số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có σb = 600 Mpa là k = 1,76 và k = 1,54

Theo bảng 10.10 tra được hệ số kích thước   ,  ứng với đường kính của tiết diện từ đó xác định được k

W11=

3

11

.32

d



= .25332



=1534 theo b¶ng 10.6[1] c«ng thøc tÝnh m«men xo¾n Woj lµ:

 = 11,2[s]

VËy tho¶ m·n ®iÒu kiÖn bÒn mái

T¹i thiÕt diÖn 12 trô cã mét r·nh then vµ d12 = 30mm tra b¶ng 10.10 ta cã

 = 2,49 >  s trôc tho¶ m·n ®iÒu kiÖn bÒn

vÒ mái t¹i thiÕt diªn 12

b) trªn trôc II:ta cã d21 = 40mm trôc cã mét r·nh then

 = 1,95[s]

Vậy cha thoả mãn điều kiện bền mỏi do đó ta chọn lai đờng kính các

đoạn truc nh sau

 = 2,62 thoả mãn điều kiện bền mỏi

vây đờng kính các đoạn truc 2 đợc chon lai là



 = 2,52 ; k



 = 2,03 (tra bảng 10.11)Tại mặt cắt 31 có bơc nhảy là

 = 2,4[s]

VËy tho¶ m·n ®iÒu kiÖn bÒn mái

T¹i thiÕt diÖn 32 víi d32 = 55 mm trôc cã mét r·nh then nªn ta cã

6 x 6

8 x 7

3,54

642,52296

1427,864939

ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối đỡ.

Với đờng kính ngõng trục là :d10=d13=25 mm

Tra bảng P2.7[1] ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ nhẹ 205 có đờng kính trong là

d=25 mm;đờng kính ngoài D=52 mm,khả năng tải động C=11 kN khả năng tải tĩnh C0=7,09 kN

b) Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:

b.1) kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:

h h m

L

L Q

Q L

L Q

1

2 1

Vậy khả năng tải động của ổ đợc đảm bảo

b.2)kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

Theo ct(11.19)[1] tải trọng tĩnh của ổ là:

Vậy khả năng tải tĩnh của ổ đợc đảm bảo

2 )chọn ổ cho trục II:

a)với đặc điểm kết cấu của trục và đờng kính ngõng trục là d20=d24=40 mm

ta chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ tuỳ động.Theo bảng P2.8[1] ta chọn ổ cỡ

nhẹ có kí hiệu 108 có đờng kính trong d=40 mm đờng kính ngoài

D=80 mmkhả năng tải động C=33,7(kN),khả năng tải tĩnh C0=24,5(kN) b)tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:

Fr20

Fr21

b.1)kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:

tổng lực dọc trục:  Fa=0

lực hớng tâm tại hai ổ là nh nhau nên ta có:

Fr20=Fr21= 20 20

2 2

h h m

L

L Q

Q L

L Q

1

2 1

b.2)kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

Theo ct(11.19)[1] tải trọng tĩnh của ổ là:

Vậy khả năng tải tĩnh của ổ đợc đảm bảo

3) Chọn ổ cho trục III:

a)* vì không có lực dọc trục,lực hớng tâm không lớn nên ta chọn gối đỡ là

b.1)kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:

tổng lực dọc trục:  Fa=0

lực hớng tâm tại các ổ là:

Fr30= 30 30

2 2

QE= m  ( Qi m Li) /  Li (trong đó: m=3 vì đây là ổ bi)

 QE= Q1m

h h m

h h m

L

L Q

Q L

L Q

1

2 1

Vậy khả năng tải động của ổ đợc đảm bảo

b.2)kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

Theo ct(11.19)[1] tải trọng tĩnh của ổ là:

Vậy khả năng tải tĩnh của ổ đợc đảm bảo

VI Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôI trơn và ăn khớp

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

Chiều dày: Thân hộp, 

Nắp hộp, 1

 = 0,03.a+3 = 0,03.180 + 3=8,4 mm >6mm chọn  = 8mm

1 = 0,9  = 0,9 8 = 7,2 mmGân tăng cứng: Chiều dày, e

Chiều cao, h

Độ dốc

e =(0,8  1) = 6,4  8, chọn e = 7 mm

E2= 1,6.d2 = 1,6.12 = 19,2 mm

R2 = 1,3.d2 = 1,3 12 = 15,6 mm

k  1,2.d2 =19,2 Vậy k > 20 mmh: phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích th-

ớc mặt tựaMặt đế hộp:

Chiều dày: Khi không có phần

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong

Để giảm mất mát công suất vì ma sát,giảm mài mòn răng đảm bảo thoát

nhiệt tốt và đề phòng các tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục

các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Lấy chiều sâu ngâm dầu là 1/6 bán kính của bánh răng cấp nhanh cònbánh

răng cấp cấp chậm khoảng 1/4 bán kính lợng dầu bôi trơn khoảng 0,4->0,8l/1kW công suất truyền

1.5.3 Dầu bôi trơn hộp giảm tốc :

Chọn loại dầu là dầu công nghiệp 45 bôi trơn theo phơng pháp lu

thông

1.5.4 Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp:

Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then và chọn kiểu lắp H8/k6

vì chịu tải vừa có thay đổi và va đập nhẹ

Điều chỉnh sự ăn khớp: trên trục II ta chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ tuỳ động cho phép trục II di chuyển dọc trục để sự ăn khớp của các cặp bánh răng nghiêng không bị kẹt do sai số góc nghiêng của răng

Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọnchiều

rộng bánh răng chủ động lớn hơn so với chiều rộng bánh bị động là10%

6 )tính kết cấu các chi tiết phụ:

Kết cấu bánh răng:

Vật liệu chế tạo thờng là thép

Phơng pháp chế tạo bánh răng là rèn ,dập, cán, đúc hoặc hàn khi ờng kính

bánh răng <400  500mm Do các bánh răng có da < 250 mm nên

 dùng các phơng pháp rèn hoặc dập

Mặt đầu của vành răng và may ơ đợc gia công đạt Rz< 20m

Với 1 bánh răng cấp chậm trên trục I ta chế tạo liền với trục vì khoảng cách từ

chân răng tới rãnh then thoả mãn: X=41,05 – 36,39=4,15 <

2,5m=2,5.2=5 mm

Vành răng:

Với bánh răng trụ ta có  = (2,5 ~ 4)m Chọn  = 8 mm

May ơ: Chiều dài đã đợc xác định trong phần kết cấu trục

May ơ cần đủ độ cứng và độ bền  đờng kính ngoài D = (1,51,8).d

Ta có D = 80 đối với trục II còn D =100 đối với trục III

Đĩa hoặc nan hoa đợc dùng để nối may ơ với vành răng ở đây ta dùng

Theo Bảng 18-7[2] ta có kích thớc nút tháo dầu:

Bảng kích thớc của nút tháo dầu

Chi tiÕt l¾p ghÐp Trôc KiÓu l¾p Dung sai