Tài liệu thiết kế hệ thống dẫn động xích tải

Thiết kê hệ thống dẫn động xích tải với hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục bánh răng thảng. Với việc tính toán các chi tiết trong hộp giảm tốc đáp ứng nhu cầu sử dụng. Tính toán cho bộ truyền đai thang, cặp bánh răng trụ răng thẳng

TRƯỜNG ĐẠI HỌC NÔNG LÂM TP.HCM

KHOA CƠ KHÍ CÔNG NGHỆ

BỘ MÔN KỶ THUẬT CƠ SỞ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Sinh viên thực hiện: Trương Minh Tâm MSSV: 13118267 Ngành đào tạo: Cơ khí chế biến bảo quản nông sản thực phẩm

Giáo viên hướng dẫn: Thầy Phạm Quang Thắng Ký tên: Ngày bắt đầu: 15/09/2015 Ngày kết thúc: Ngày bảo vệ:

Thời gian phục vụ, L (năm): 6

Quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

Hiệu suất bộ truyền theo bảng 3.3 [1]

η đ =0,96:hiệu suất của bộ truyền đai

η br =0,98:hiệu suất của cặp bảnh răng trụ

η kn =1:hiệu suất khớp nối

η ol =0,995 hiệu suất ổ lăn.

Công suất cần thiết của động cơ (công thức 3.11/89)[1]

Tỉ số truyền sơ bộ u chsb =3.8=24. 2.15[2]

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

n sb = n lv u chsb =54,55.24=1309,2 (vòng/phút) 2.18 [2]Dựa vào số vòng quay sơ bộ và công suất chọn động cơ P đc P ct

Tỉ số truyền chung của hệ: uch= =

Tỉ số truyền của bộ truyền đai: uch = uđ.uh.ukn

Trong đó: u kn là tỉ số truyền khớp nối

u h là tỉ số truyền hộp giảm tốc

u đ là tỉ số truyền đai

Phân phối lại tỉ số truyền: u ch =26,73 u đ = 3,15 u kn = 1 u h = 8,49

u 1 , u 2 tỉ số truyền cấp nhanh, chậm trong hộp giảm tốc

Đối với hộp giảm tốc đồng trục, ta sử dụng công thức 3.14 [tài liệu 2]

1.3 ĐẶC TÍNH KĨ THUẬT

a. Tính toán công suất trên các trục

PIV= Plv= 7,18 kW

Số liệu ban đầu

a. Lựa chọn loại đai:

Theo đồ thị 4.22/152 TL1 và dựa vào P 1 và n 1 ta chọn đai thang loại B.

Tra bảng 4.3/128 TL1 ta có các thông số ta được các thông số của đai thang:

Tính toán đường kính bánh đai nhỏ:

d1 1,2.dmin (với dmin tra trong bảng 4.3, chọn dmin=160) 1,2 160 = 192 mm

Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn d 1 = 200mm

b. Tính vận tốc đai:

Chọn hệ số trượt tương đối và tính d2:

Do hệ số trượt tương đối nhỏ, ta lấy gần đúng như sau:

Với h: chiều cao mặt cắt ngang của dây đai ( bảng 4.3 TL1)

d. Xác định chiều dài đai L theo a sơ bộ:

=

Theo dãy tiêu chuẩn trang 128 TL1, ta chọn L = 3150 mm

e. Tính chính xác khoảng cách trục a:

Ta có: k =

 a =

f. Kiểm tra lại số vòng chạy i của đai trong 1s.

i= , với [i]=10s-1, thõa điều kiện

g. Tính góc ôm đai theo công thức:

- Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai Cz, ta chọn sơ bộ bằng 1.

- Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng: Cr=0,9 ( tải trọng va đập nhẹ)

CL= , với Lo đai thang bằng 2240mm (H.4.21/151 TL 1)

Theo đồ thị 4.21b, ta chọn [P o ]= 6 kW khi d 1 = 200mm và đai loại B

Số dây đai được xác định theo công thức:

Ta chọn z = 2

i. Các lực tác dụng lên đai:

Với, K đ=1,25 ( động cơ không đồng bộ 3 pha, tải trọng va đập nhẹ) [TL2/55]

Fv lực căng do lực li tâm gây ra: F v =q m v 2(qm tra bảng 4.22 TL2/63)

 f’=

Hệ số ma sát nhỏ nhất để không xảy ra hiện tượng trượt trơn:

fmin=f’sin 20O = 0,26Lực tác dụng lên trục:

j. Ứng suất lớn nhất trên đai:

=

k. Tuổi thọ của đai:

( giờ)

Trong đó, = 9 MPa do là đai thang.

Thông số bộ truyền đai

Góc ôm đai 152,69o Khoảng cách trục,a (mm) 897,36

2.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG:

NFO1=NFO2= 4.106 cho tất cả loại thép

c. Số chu kỳ làm việc tương đương:

chu kỳ

f. Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo bảng 6.13 [TL1] có hệ số an toàn s H =1,1

Bánh dẫn:

Bánh bị đẫn:

Chọn giá trị nhỏ hơn trong hai giá trị trên Suy ra: =466,36 Mpa

g. Ứng suất uốn cho phép:

Theo bảng 6.13 [TL1] có hệ số an toàn s F =1,75

Bánh dẫn:

Bánh bị dẫn:

Vì hộp giảm tốc là bộ truyền kính được bôi trơn tốt, ta tiến hành thiết kế theo ứng suất tiếp xúc:

Theo bảng 6.15 [TL1] ta chọn ψ = 0,4 theo dãy tiêu chuẩn, khi đó

Tỉ số truyền sau khi chọn số răng: u=

k. Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng:

n. Vận tốc vòng bánh răng

Theo bảng 6.3[TL1] ta chọn cấp chính xác 9 với vgh=3 m/s

Bánh dẫn:

Bánh bị dẫn:

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn

< 267,42 Mpa

Thõa điều kiện độ bền uốn.

Bảng thông số đầu ra: (mm)

a. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng: Thép 40Cr được tôi cải thiện.

Theo bảng 6.1 [TL2] ta chọn độ cứng tương tự cấp nhanh như sau:

NFO1=NFO2= 4.106 cho tất cả loại thép.

c. Số chu kỳ làm việc tương đương:

Chọn giá trị nhỏ hơn trong hai giá trị trên Suy ra: =466,36 Mpa

g. Ứng suất uốn cho phép:

Theo bảng 6.13 [TL1] có hệ số an toàn s F =1,75

Bánh dẫn:

Bánh bị dẫn:

Vì hộp giảm tốc là bộ truyền kính được bôi trơn tốt, ta tiến hành thiết kế theo ứng suất tiếp xúc:

Theo bảng 6.15 [TL1] ta chọn ψ = 0,3 theo dãy tiêu chuẩn, khi đó

Ψ bd =

Theo bảng 6.4 [TL1], ta chọn K Hβ =1,01; K Fβ = 1,02

h. Chọn khoảng cách trục bộ truyền bánh răng:

Do hộp giảm tốc đồng trục nên theo tiêu chuẩn chọn aw = 250mm

Z1= răng

Chọn z 1 =32 răng

Số răng bánh bị dẫn:

z2= 125-32=93 răng

Tỉ số truyền sau khi chọn số răng: u=

k. Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng:

m. Vận tốc vòng bánh răng

Thõa điều kiện độ bền uốn.

Bảng thông số đầu ra: (mm)

Ứng suất xoắn cho phép đối với trục trung gian

Ứng suất cho phép [σ]= 67MPa, theo bảng 10.5 [TL2]

B. Tính toán đường kính sơ bộ trên các trục:

Theo bảng 10.2 [TL2] ta chọn đường kính trục tại chỗ lắp bánh đai dI = 36 mm

=>b01=21mm

Tại chỗ lắp ổ lăn ta chọn đường kính trục dII = 55 mm =>b02=29mm

Tại chỗ lắp bánh răng ta chọn đường kính dIII =70 mm =>b03=35mm

C. Xác định kích thước dọc trục:

Theo bảng 10.3 [TL2], ta được các thông số sau:

- Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của hộp:

k1= 10mm

- Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: k2=8mm

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3= 15mm

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

- Chiều dài moay-ơ bánh đai: lm12=(1,2 1,5)d=(43,2 54) chọn

lm12=50 mm

- Chiều dài moay-ơ bánh răng trụ thứ nhất trên trục I :

lm13=(1,2 1,5)d=(43,2 54) chọn lm13=50mm

- Chiều dài moay-ơ bánh răng trụ thứ 3 trên trục II:

b. Tính phản lực liên kết tai các ổ lăn:

Thông số ban đầu:

- P= 7,59 kW

- T= 156554 Nmm

- Số vòng quay n=463 v/phút

Trong mặt phẳng yz:

Trong mặt phẳng xz:

c. Tính đường kính tại các đoạn trục:

Xét tiết diện nguy hiểm tại bánh răng, ta có:

Đường kính tại bánh răng:

Theo dãy tiêu chuẩn và để hài hòa kết cấu bánh răng chọn d br = 36 mm

Tại tiết diện gối đỡ, ta có:

Ta có trục 1 như sau:

d. Kiểm nghiệm then

4709365434,5

Kiểm nghiệm điều kiện bền dập 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 công thức sau:

Chiềudài làmviệc củathen l1

(mm)

MômenT(Nmm)

- Lực hướng tâm: Fr3= 2537,5 N

b. Tính phản lực liên kết tại các ổ lăn:

Trong mặt phẳng xz, ta có:

Trong mặt phẳng yz, ta có

BIỂU ĐỒ MOMENT

c. Tính đường kính tại các đoạn trục:

Tiết diện nguy hiểm tại bánh răng 2 trên trục II , với:

10255,95

163192 74900

379763,9

My=379763 Nmm

T=444465,4 Nmm

Mômen tương đương tại mặt cắt nguy hiểm br2:

Mtd2=

Đường kính tại bánh răng:

Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn đường kính d=45mm

Ta chọn trục II có kết cấu như sau:

d. Kiểm nghiệm then

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

Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độbền dập và độ bền cắt theo công thức sau:

Chiềudài làmviệc củathen l1

(mm)

MômenT(Nmm)

Chọn then bằng đầu bằng.

Thông số ban đầu

Trong mặt phẳng yz, ta có:

BIỂU ĐỒ MOMENT:

c. Tính đường kính tại các đoạn trục:

Xét tiết diện tại F, ta có:

Vậy tiết diện nguy hiểm tại F với M tđ =1645938,44 Nmm

Đường kính trục tại tiết diện F:

Tại F lắp ổ lăn, ta chọn đường kính d=70mm

Tại chỗ lắp bánh răng chọn d=75

Sơ đồ kết cấu trục III:

d. Kiểm nghiệm then

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

Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độbền dập và độ bền cắt theo công thức sau:

l (mm)

Chiềudài làmviệc củathen l1

(mm)

Mômen T(Nmm)

E. KIỂM NGHIỆM THEO HỆ SỐ AN TOÀN

- Vật liệu trục: thép C45, tôi cải thiện: σb=850 MPaVới, σ-1=0,4σb=340 MPa

Bảng số liệu:

Thông số Đường kính (mm) Then chống uốn Mômen

W

Momen cản xoắn W 0

Bảng kiểm nghiệm hệ số an toàn s:

Trong đó: [s] hệ số an toàn cho phép nằm trong khoảng 1,5 2,5; khi [s] =2,5 3

ta không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng

ε τ ,ε σ là hệ số kích thước tra trong bảng 10.3 [TL1]

σa,τa là biên độ của ứng suất tính theo:

sσ,sτ là hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn

Khi đó hệ số an toàn kiểm nghiệm cho trục là: CT10.18[TL1]

Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn cho thấy các trục đều thõa mãn hệ số an toàn kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi Ngoài ra trục còn đảm bảo về độ cứng.

• Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

Không có lực dọc trục Fa Tra bảng 11.2 [TL1] ta có các thông số:

Kσ=1

Kt=1V=1 ( vòng trong quay)

Vì không có lực dọc trục nên X=1 và Y=0

- Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ A: theo công thức 11.22 [TL1]

Q=Qr=(XVFr+YFa) Kσ Kt=1.1.1622,89=1622,89 N

- Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ B:theo công thức 11.22[TL1]

Q=Qr=(XVFr+YFa) Kσ Kt=1.1.1820,14= 1820,14 N

Chọn theo ổ chịu tải trọng lớn hơn.

Xác định tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay theo công thức 11.19[TL1]

- Xác định lại tuổi thọ theo công thức 11.17[TL1]

triệu vòng quay

- Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ theo công thức: 11.30[TL1]

Q0=X0Fr+YoFa=0,6.1,8=1,08 kN hoặc Q0=Fr=1,8kN

Chọn Qo=1,8kN < Co

Vậy ổ đã chọn thõa khả năng tải tĩnh

- Kiểm tra số vòng quay tới hạn

Ta có, [Dpwn].10-5=4,5 tra trong bảng 11.7 khi bôi trơn bằng mỡ

Với Dpw= là đường kính tâm con lăn

• Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ C:

• Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ D:

Không có lực dọc trục Fa Tra bảng 11.2 [TL1] ta có các thông số:

Kσ=1

Kt=1V=1 ( vòng trong quay)

Vì không có lực dọc trục nên X=1 và Y=0

- Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ C: theo công thức 11.22 [TL1]

Q=Qr=(XVFr+YFa) Kσ Kt=1.1.1729,45 =1729,45 N

- Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ D:theo công thức 11.22[TL1]

Q=Qr=(XVFr+YFa) Kσ Kt=1.1.5031,8= 5031,8 N

Chọn theo ổ chịu tải trọng lớn hơn.

Xác định tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay theo công thức 11.19[TL1]

Lh=28800 h

Khả năng tải trọng:

Vậy ổ đã chọn thõa khả năng tải tĩnh

- Kiểm tra số vòng quay tới hạn

Ta có, [Dpwn].10-5=4,5 tra trong bảng 11.7 khi bôi trơn bằng mỡ

Với Dpw= là đường kính tâm con lăn

Do đó ổ đã chọn thõa số vòng quay tới hạn

C. TRỤC III

Đường kính ngõng trục: d = 70mm

Số vòng quay n=55 v/p

• Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ E:

• Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ F:

Không có lực dọc trục Fa Tra bảng 11.2 [TL1] ta có các thông số:

Kσ=1

Kt=1V=1 ( vòng trong quay)

Vì không có lực dọc trục nên X=1 và Y=0

- Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ E: theo công thức 11.22 [TL1]

Q=Qr=(XVFr+YFa) Kσ Kt=1.1.11187,43=1622,89 N

- Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ F: theo công thức 11.22[TL1]

Q=Qr=(XVFr+YFa) Kσ Kt=1.1.20261,19= 20261,19 N

Chọn theo ổ chịu tải trọng lớn hơn.

Xác định tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay theo công thức 11.19[TL1]

Lh=28800 h

Khả năng tải trọng:

Theo PL 9.3 [TL1] chọn ổ bi đỡ chặn ký hiệu 66314 cỡ trung với C=93,3 kN, C0=78,3 kN

Vậy ổ đã chọn thõa khả năng tải tĩnh

- Kiểm tra số vòng quay tới hạn

Ta có, [Dpwn].10-5=4,5 tra trong bảng 11.7 khi bôi trơn bằng mỡ

Với Dpw= là đường kính tâm con lăn

- Công suất truyền: P=7,22kW

- Số vòng quay: n= 55v/p

- Đường kính ra của hộp giảm tốc: d = 63mm

- Moment xoắn truyền qua trục nối: T = 1262145,3 Nmm

- Theo bảng 16.1 [TL2], ta chọn hệ số tải trọng k=1,5 Ta chọn nối trục vòng đàn hồi cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, giá rẻ

- Theo bảng 16.10a [TL2] dựa vào đường kính trục và trị số moment ta chọn kích thước trục nối:

d=80mm D=200mm dm=160mm d1=140mm D0=200mm Z=8

- Chọn vật liệu nối trục: gang

- Chốt: thép CT45 thường hóa

• Vòng đàn hồi bằng cao su

- Ứng suất dập cho phép của vòng cao su

- Ứng suất uốn của chốt

Kiểm tra điều kiện về sức bền dập của vòng cao su:

, thõa mãn

Kiểm tra điều kiện bền uốn của chốt

, thõa mãn điều kiện

2.6 THIẾT KỂ VỎ HỘP

- Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết

và các bộ phận của máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đế, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết

- Vật liệu là GX15-32

- Bề mặt lắp nắp và thân được cạo sạch hoặc mài, để lắp sít, khi lắp có một lớp sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt.

- Mặt đáy hộp giảm tốc nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 10

Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thước cơ bản sau: bảng 18.1 [TL2]

Chiều dày: Thân hộp

Nắp hộp

δ= 9 mm

δ1= 0,9δ= 8 mmGân tăng cứng: chiều dày e

Chiều cao h

e =δ= 9 mmh<58mmĐường kính:

Chiều dày bích thân hộp S3

Chiều dày: khi không có phần lồi S1 S1=27 mm

thời cũng là điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp Tra bảng 18.6 ta chọn M27x2 với các thông số:

- Nút tháo dầu: sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn

hoặc bị biến chất cần phải thay mới Cần thiết kế lỗ tháo dầu trên hộp giảm tốc Kết

cấu nút tháo dầu tra theo bảng 18-7 [TL2] đối với nút tháo dầu trụ Ta chọn M16x1,5

- Que thăm dầu:

-Bu-lông vòng: giúp nâng và vận chuyển hộp giảm tốc ( khi gia công, khi vận chuyển )

Tra bảng 18.3a, ta chọn bu-lông vòng M10

2.8 DUNG SAI LẮP GHÉP

a. Dung sai lắp ghép bánh răng, bánh đai

- Chịu tải va đập nhẹ và mối ghép không yêu cầu tháo lắp thường xuyên ta chọn kiểu lắp trung H7/k6

b. Dung sai lắp ghép ổ lăn:

- Khi lắp ghép ổ lăn ta lưu ý: vòng trong lên trục theo hệ thống lỗ, lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục Để các vòng ổ không trơn trợt theo bề mặt trục hoặc lỗ hộp khi làm việc, cần chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay

- Đối với các vòng không quay ta chọn kiểu lắp có độ hở, vì vậy khi lắp ổ lăn vào trục ta lắp theo k6, khi lắp ổ lăn vào vỏ thì ta chọn H7

c. Dung sai khi lắp vòng chắn dầu:

- Chọn kiểu lắp trung gian H7/js6 để thuận tiện cho quá trình tháo thắp

- Dung sai khi lắp bạc chắn trên trục tùy động: vì bạc chỉ có tác dụng chặn các chi tiết trên trục nên ta chọn chế độ lắp có độ hỡ H8/h7

d. Dung sai lắp ghép then trên trục

Theo chiều rộng chọn kiểu lắp trên trục là P9 và kiểu lắp trên bạc là D10

e. Dung sai nối trục ta chọn lắp theo k6

Bảng dung sai lắp ghép bánh răng:

Tài liệu tham khảo:

[1] Cơ sở thiết kế máy- Bài tập Cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc

[2] Tính toán hệ dẫn động cơ khí tập 1, tập 2 của thầy Trịnh Chất và Lê Văn Uyển