ĐỒ án môn học THIẾT kế máy THIẾT kế hệ dẫn ĐỘNG XÍCH tải

Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Số liệu cho trước: Lực kéo xích tải: F=3250 (N) Vận tốc xích tải: v=1,25 (m/s) Số đĩa xích tải: z=9 Bước xích tải: p= 125(mm) Thời hạn phục vụ: l h =21.000 (h) Số ca làm việc: số ca = Góc nghiêng đường nối tâm truyền ngoài: = 30 Đặc tính làm việc: Va đập vừa Khối lượng thiết kế: vẽ lắp hộp giảm tốc – khổ A thuyết minh SVTH: Nguyễn Văn Nam Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần Sơ đồ động đồ thị thay đổi tải trọng T Tmm T1 T2 f t v 3s tck Z.p Động t2 t1 Hộp giảm tốc Xích tải Nối trục đàn hồi Bộ truyền xích Với: Tmin  1, 4T1 t1   h  T2  0,8T t2   h  SVTH: Nguyễn Văn Nam tck   h  Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần LỜI NÓI ĐẦU Xích tải phương pháp nâng chuyển sử dụng rộng rãi ngành khí nói riêng ngành công nghiệp nói chung Trong môi trường công nghiệp đại ngày nay, việc thiết kế hệ dẫn động xích tải cho tiết kiệm mà đáp ứng độ bền việc quan trọng Đồ án “Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải ” nhằm đáp ứng nhu cầu học tập, gắn lý thuyết học vào thực tiễn từ tìm hiểu,học hỏi,nghiên cứu sâu để thiết kế hệ thống dẫn động xích tải, đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau Mặc dù cố gắng việc thiết kế tham khảo tài liệu kiến thức em hạn chế chắn không tránh khỏi hạn chế định, bảo tận tình thầy kiến thức quý báu cho em ghế nhà trường công việc thực tế sau Em mong thầy đóng góp ý kiến để đồ án hoàn thiện Cuối em xin chân thành cảm ơn thầy môn, đặc biệt thầy giáo Đỗ Thế Cần trực tiếp hướng dẫn, bảo tận tình cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ giao Một lần em xin chân thành cảm ơn ! Đà Nẵng, ngày 15 tháng năm 2015 Sinh viên thực Nguyễn Văn Nam SVTH: Nguyễn Văn Nam Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần MỤC LỤC Trang CHƢƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 Tính toán chọn động 1.2 Phân phối tỷ số truyền 1.3 Tính toán thông số điền vào bảng 10 CHƢƠNG 2: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 12 A Tính toán truyền cấp nhanh ( bánh trụ nghiêng) 12 2.1 Chọn vật liệu 12 2.2 Xác định ứng suất cho phép 12 2.3 Tính toán truyền bánh trụ nghiêng 16 2.3a Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc 17 2.3b Kiểm nghiệm độ bền uốn 20 2.3c Kiểm nghiệm tải 22 2.3d Các thông số kích thước truyền 23 B Tính toán truyền cấp chậm 23 2.4 Xác định sơ khoảng cách trục cấp nhanh 23 2.4a Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc 25 2.4b Kiểm nghiệm độ bền uốn 28 2.4c Kiểm nghiệm tải 29 2.4d Các thông số kích thước truyền 29 C Tính toán truyền 30 2.5a Chọn loại xích 30 2.5b Xác định thông số truyền xích 30 2.5c Tính kiểm nghiệm xích độ bền uốn 32 SVTH: Nguyễn Văn Nam Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần 2.5d Đường kính đĩa xích 33 2.5e Kiểm tra độ bền tiếp xúc đĩa xích 33 2.5f Xác định lực tác dụng lên trục 34 CHƢƠNG 3: THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN 3.1 Chọn vật liệu chế tạo 35 3.2 Xác định đường kính sơ 35 3.3 Xác định khoảng cách gối đỡ điểm đặt lực 35 3.4 Xác định trị số chiều lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục 36 3.5 Tính toán thiết kế trục I 37 3.6 Tính toán thiết kế trục II 41 3.7 Tính toán thiết kế trục III 45 CHƢƠNG 4: TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN CHO BA TRỤC 4.1 Chọn loại ổ lăn cho trục I 48 4.2 Chọn loại ổ lăn cho trục II 50 4.3 Chọn loại ổ lăn cho trục III 51 CHƢƠNG 5: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP 5.1 Tính kết cấu vỏ hộp 54 5.2 Bôi trơn hộp giảm tốc 54 5.3 Dầu bôi trơn hộp giảm tốc 54 5.4 Lắp bánh lên trục điều chỉnh ăn khớp 54 5.5 Điều chỉnh ăn khớp 54 PHỤ LỤC BẢNG THỐNG KÊ CÁC KIỂU LẮP, TRỊ SỐ CỦA SAI LỆCH GIỚI HẠN VÀ DUNG SAI CỦA CÁC KIỂU LẮP SVTH: Nguyễn Văn Nam Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần CHƢƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 Tính toán động học Chọn động Pct  Trong : F v 1000 F: lực kéo (N) v: vận tốc (m/s) F v 3250.1, 25   4, 06 (kw) 1000 1000 Thay số ta : pct  Hiệu suất:   1.2 3    k  3ol  2br tv  x Trong :  k : hiệu suất nối trục di động ol : hiệu suất cặp ổ lăn br : hiệu suất cặp bánh hộp giảm tốc  x : hiệu suất truyền động xích Tra bảng 2.3, [1] ta k  0,98 ol  0,99 br  0,96  x  0,75    0,98.0,993.0,962.0,75  0,84 Từ hiệu suất  ta tính hệ số tải động T  t    i  i  T1  tck Với T2 = 0,8T1 , t1 = (h) t2 = (h) tck = (h)  T1  t1  T2  t2  12  0,82  0,86    8  T1  tck  T1  tck   Từ  ,  , Pct ta tính công suất yêu cầu Pyc Pyc   Pct   0,86 4, 06  4,16 (kw) 0,84 Tính số vòng SVTH: Nguyễn Văn Nam Đồ án Thiết kế máy Từ công thức GVHD: Đỗ Thế Cần u ndc  nsb  nct usd nct nct  60.1000 (vg / phút)  D D p.z  Trong p: bước xích tải p = 1125 (mm) z : số đĩa xích tải Z = D 125.9  nct  60.1000  53 (vg / phút) 125.9    usb  ung uh Tra bảng 2.4, [1] ta Tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh cấp uh = 20 ung Tỷ số truyền động xích   usb  (2  5)20  40 100  usb  (40 100)53  2120  5300 (vg/ph) Tra bảng P 1.1, [1] với điều kiện Pdc  Pyc  4,16 (kw)  ndb  nsb  (2120  5300) (vg/ph) Đồng thời kiểm tra điều kiện mở máy (công thức 2.6 [1]) Tmm Tk T 1, 4T1 Tk     1,  k T1 Tdn T1 Tk Tdn Tra bảng P 1.4 [1] ta tìm kiểu động K160S2 có thông số sau: P = 5,5 (kw) SVTH: Nguyễn Văn Nam Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần f = 50 (hz) ndc = 2990 (vg/ph)  %  85, cos   0,93 Tk  2, Tdn  D  32 (mm) Khối lượng m = 73 (kg) 1.2 Phân phối tỷ số truyền Tính tỷ số truyền hệ u ndc nct Như ta có : ndc = 2990 (vg/ph) nct = 53 (vg/ph) u  2990  54, 72 53 Tính tỷ số truyền u cho truyền : usb  ung uh  uh  ung chọn trước ung   u 54, 72  chọn ung  ux  ung 25  uh  18, 24 Phân phối tỷ số truyền cho cấp uh  u1.u2 với u1  1, 1,3 u2  1, 2u2  18, 24  1, u 22 u2  3,9 u1  4, 68 1.3 Tính toán thông số điền vào bảng Pdc  P3  P1 k với Pct  4,06 (kw) Pct P 4, 06  ct   4, 46 (kw) 3 4 br  x 0,96.0,95 SVTH: Nguyễn Văn Nam Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần P2  P3 P3 4, 46    4, 69 (kw) 2 3 ol br 0,99.0,96 P1  P2 P 4, 69    4, 78 (kw) 1.2 k ol 0,99.0,99 Pct  P1 k  4, 78  4,83 (kw) 0,99 u3  chọn ux  n2  n1 2900   620 (vg / ph) u1 4, 68 n3  n2 620   159 (vg / ph) u2 3,9 nct  n3 159   53 (vg / ph) ux Ti  9,55.106 Pi ni  T1  9,55.106 4, 78  15741 (N.mm) 2990 Tương tự ta có T2 T3 T2 = 72241(N.mm) T3 = 267881 (N.mm) Bảng 1.1 : hệ thống số liệu tính Trục Động I P (kw) Pdc  4,38 4,78 Tỷ số II III 4,69 u1  4,68 4,46 u2  3,9 Công tác 4,06 u3  truyền N (vg/ph) 2990 T (N.mm) SVTH: Nguyễn Văn Nam n1  2990 n2  620 n3  159 T1  15741 T2  72241 T3  267881 nct  53 Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần CHƢƠNG 2: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN A Tính toán truyền cấp nhanh (bánh trụ nghiêng) 2.1 Chọn vật liệu Do hộp giảm tốc cấp chậm với đặc tính làm việc va đâp vừa nên chọn vật liệu nhóm I đồng thời để tăng khả chạy mòn răng, nên nhiệt luyện bánh lớn đạt độ rắn thấp độ rắn bánh nhỏ từ 10 15 đơn vị H1  H  (10 15) HB Bánh nhỏ : thép 45, thường hóa ( theo bảng 6.1[1] ) có :  b1  600 (MPa)  ch1  340 (MPa) HB1 = 180, phôi rèn ( giả thiết kích thước s  80 mm) Bánh lớn : thép 45, thường hóa có  b1  600 (MPa)  ch1  340 (MPa) HB2 = 170 (giả thiết kích thước s  80 mm) 2.2 Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép (công thức 6.1 [1] ) [ H ]  (  HLim SH ).Zr Z v K XH K HL Ứng suất uốn cho phép (công thức 6.2 [1] ) [ F ]=(  FLim SF ).YR YS K FC K FL Trong : SVTH: Nguyễn Văn Nam 10 Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần 3.6 Tính toán thiết kế trục II Tính phản lực ổ trục vẽ biểu đồ mômen theo công thức 10.1, [1] Fr2  Ft2 Ft2  tg tw tg 20,330  876, 23  330, 44 ( N ) Cos cos10, 740 2.Tk 2.72241   876, 23 ( N ) d wki 222, 77 Fa2  Ft2 tg   876, 23.tg14,160  166, 20 ( N ) Fr3  Ft3 Ft3  tg tw tg 20,330  2359, 66  894,51 ( N ) Cos cos14,160 2.Tk 2.72241   2359, 66 ( N ) d wki 57, 24 Fa3  Ft3 tg   2359, 66.tg14,160  479, 22 ( N )   RAy  528,87( N )    RBy  35,2( N ) Tính toán tương tự trục I d 20  (mm) d  26,36 (mm)  21  d 22  25, 06 (mm) d 23  (mm) Theo tiêu chuẩn chọn : d10  30 (mm) d  34 (mm)  11  d12  36 (mm) d13  30 (mm) Kiểm nghiệm trục độ bền mỏi Với thép 45 có  b  600 (MPa)  1  261,6 (MPa)  1  151,7 Tra bảng 10.7 , [1] ta có :    0,05   Xét tiết diện nguy hiểm vị trí lắp bánh Với vị trí lắp bánh SVTH: Nguyễn Văn Nam 36 Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần S j  S j Sj  S1  S j  S 2 j  1 k d  a    m công thức 10.20, [1]  1 k d  a    m công thức 10.21, [1] S1    S   1,5  2,5 công thức 10.19, [1] 1 1 Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xúng  m  M1 W1 a  công thưc 10.22, [1] Khi trục quay chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động m a  1 T1 công thức 10.23, [1] 2.W01 b.t  d  t  W1   1 32 2.d1  d13 W01   d13 16  b.t1  d1  t1  2.d1 Với d = 34 (mm) Tra bảng 9.1a, [1]  b  10(mm) W1  3240,28  W01  7098,94 t1  5(mm)  a1  29,91   m1   a1  10,17 Xác định hệ số K d1    K  K x  1 công thức 10.25, [1]  K y    K d1  Ky Xác định hệ số SVTH: Nguyễn Văn Nam  K   K x  1 công thức 10.26, [1]     37 Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần Tra bảng 10.8, [1]  K x  1,06 với phương pháp gia công độ nhẵn bề mặt chọn tiên Ra  2,5  0,63 Tra bảng 10.9, [1]  K y  1,6 với tập trung ứng suất Tra bảng 10.11, [1]  K   2,06  K   1,6 kiểu lắp K6 Kd  1,325  Kd  1,0625 S  6,6  S  14,04  S1  5,97  S   1,5  2,5 Với trục lắp bánh d = 36 (mm)  S2  9,628  S   1,5  2,5 Tính kiểm nghiệm độ bền then độ bền dập độ bền cắt: Tương tự trục I Với d  34 b  10 h  t1  lt  0,9.lm22  35,1 (mm) 2.72241  40,36   d   100 34.35,1.(8  5) 2.72241 c   12,11   c   20  30 ( MPa) 34.35,1.10 d  Với d  36 b  10 h  t  lt  0,9.lm23  0,9.95  85,8  d  15,65 (MPa)   d   100 (MPa) SVTH: Nguyễn Văn Nam 38 Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần Ray A A Fa2 43 Fr3 77 Ft2 Rby 71 Fr2 B Ft3 Rax 28492,88 Rbx Fa3 22742,24 2499,2 338,6 My 92627,81 76803,54 Mx T SVTH: Nguyễn Văn Nam 30k6 36H7 k6 34H7 k6 30k6 72241 39 Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần 3.7 Tính toán thiết kế trục III Tính phản lực ổ trục vẽ biểu đồ mômen lc 34 : khoảng công xôn trục III tính từ chi tiết thứ hộp giảm tốc gối đỡ lc34  0,5(57  21)  15  18  72 (mm) Lực xích tác động trục Fx  2442,37 ( N ) Fr  Ft4 Ft4  tg tw tg 20,38  2243,75  850,57( N ) Cos Cos14,16 2.Tk 2.267881   2243,75( N ) d w k1 222,77 Fa4  Ft4 tg  2243,75.tg14,16  455,68( N )   RAy  4065,08( N )    RBy  772,14( N ) RAx  1738,61( N )  RBx  505,14( N ) Tính toán đường kính ổ trục d10  35, (mm) d  36 (mm)  11  d12  (mm) d13  33, 27 (mm) Theo tiêu chuẩn chọn: d 30 d  34  d 31 d x  35(mm)  38(mm)  35(mm)  34(mm) Tính kiểm nghiệm độ bền then độ bền dập độ bền cắt : Tương tự trục I Tra bảng 9.1a, [1] vị trí lắp bánh d  36 b  10 h  t1  lt  0,9lm23  0,9.95  85,5 (mm) d  SVTH: Nguyễn Văn Nam 2.267881  58, 02   d   100 36.85,5.3 40 Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần c  Tại vị trí lắp đĩa xích 2.267881  17, 41   c   20  30 ( MPa) 36.85,5.10 d  34 b  10 h  t1  lt  0,9lm 23  0,9.95  85,5 (mm) 2.267881  58, 02   d   100  MPa  36.85,5.3 2.267881 c   17, 41   c   20  30 ( MPa) 36.85,5.10 d  Fx Fa4 72 43 Ft4 A Rax 148 B Fr4 Rbx Ray Rby 114276,72 164241,01 106074,48 My Mx 74760,72 267881 SVTH: Nguyễn Văn Nam      T 41 Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần CHƢƠNG : TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN CHO BA TRỤC 4.1 Chọn loại ổ lăn cho trục I Lực hướng tâm gối A ( gốc ) 2 Fr0  RAy  RAx  118,782  1027, 42  1034 ( N ) Lực hướng tâm gối B ( gối ) 2 Fr1  RBy  RBx  219,922  319,92  388, ( N ) Với Fa 170   0,438  0,3 dùng ổ bi đỡ chặn với góc   12 Fr 388,2 Fa  0,35  0,7 Fr Sơ đồ bố trí sau: FrA Fsa Fs1 FrB Fa Tra bảng P2.12, [1] với đường kính d = 20 (mm) chọn loại ổ có ký hiệu 36104 Đường kính d  20  mm  Đường kính D  42  mm  Khả tải động C  8,30  kN  Khả tải tĩnh C0  5, 42  kN  Tính khả tải động ổ Tra bảng 11.4, [1] ổ bi đỡ chặn với Fa 170   0,019  e  0,30 C0 9170 Lực dọc trục lực hướng tâm sinh ổ theo công thức 11.8, [1] FSo  eFRo  0,3.1034  310, ( N ) FS1  eFR1  0,3.388,  116, 46 ( N ) SVTH: Nguyễn Văn Nam 42 Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần Trong e hệ số, tra bảng 11.4, [1] có e  0,3 Tra bảng 11.5, [1], sử dụng công thức 11.11a, 11.11b, [1] với sơ đồ bố trí hình vẽ ta có: F F ao  FS1  Fat  116, 46  170  53,54 ( N )  FSo  310, ( N ) a1  FS0  Fat  310,  170  480, ( N )  FS1  480, ( N ) Xác định X Y với V  vòng quay Fa 310,2   0,3  e  0,3  X  Y  V Fr0 1.1034 Fa1 480,2   1,237  e  0,3  X  0,45 Y  1,81 Fr1 1.388,2 Tải trọng động ổ Qo  ( X V Fr  Y Fa ) K d K t Q1  ( X V Fr1  Y Fa1 ) K d K t Với K t  1,3 t  1050  Qo  1.1.10341.1,3  1344, ( N ) Q1  (0, 45.1.388,  1,81.480, 2)  1357 ( N ) Tải trọng động tương đương Sử dụng công thức 11.12, [1]  Q L L m QE  m i i với ổ bi đỡ chặn m = i   3  1200     0,8  QE  1357      508,32 ( N )   1 1, 1,      7 7 7 1200 1200  1200  Cd  QE L L 60.n.lh 60.2900.21000   3654 (triệu vòng) 106 106 Khả tải động Tính theo công thức 11.1, [1] Cd  508,32 3654  7,83(kN )  C  8,30 (kN ) 1000 Khả tải tĩnh : Qt  X Fr  Y0 Fa SVTH: Nguyễn Văn Nam 43 Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần Tra bảng 11.6, [1] với ổ bi đỡ chặn: X  0,5 Y0  0,47 Qt  0,5.388,  0, 47.170  274 ( N )  C0  5420 ( N ) 4.2 Chọn loại ổ lăn cho trục II Lực hướng tâm gối A ( gối ) Fr0  528,872  2154,152  2218,12 ( N ) Lực hướng tâm gối B ( gối ) Fr1  35, 22  1081,742  1082,3 ( N ) Lực dọc trục Fa  479,22  166,2  313,02 Vì Fa 313,02   0,289  0,3 nên ta sử dụng ổ bi đỡ dãy Fr 1082,3 Tra bảng P2.7, [1] với đường kính với đường kính, chọn loại ổ cỡ nhẹ, ký hiệu số 206 Đường kính d  30  mm  Đường kính D  62  mm  Đường kính tải động C  15,3  kN  Khả tải tĩnh C0  10,  kN  Tính kiểm nghiệm khả tải động ổ Tiến hành kiểm nghiệm cho ổ ổ chịu lực lớn Tỷ số Fa 313,02   0,0115  e  0,19 C0 27200 Vì vòng quay nên V  Fa 313,02   0,141  e V Fr 1.2218,12  X 1 Y  Q  X V Fr Kt Kd  1.1.2218,12.1,3.1  2883,556  N  Kt  với t  1050 Tra bảng 11.3, [1] có K d  1,3 C d  Q.m L với ổ bi m = L SVTH: Nguyễn Văn Nam 60.n.l h 60.620.21000   781,2 triệu vòng 10 10 44 Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần  Cd  2883,556 781,  15  C0  15,3 (kN ) 1000 Khả tải tĩnh : Qt  X Fr  Y0 Fa Tra bảng 11.6, [1] với ổ bi đỡ dãy X  0,6 Y0  0,5  Qt  0,6.2218,12  0,5.313,02  1, 487(kN )  C0  10, (kN ) 4.3 Chọn loại ổ lăn cho trục III Tính toán tương tự trục I Fr0  4421, 27 ( N ) Fr1  922,6 ( N ) Lực dọc trục Với Fa  455,68( N ) Fa 455,68   0,494  0,3 dùng ổ bi đỡ chặn với góc   12 Fr 922,6 Fa  0,35  0,7 Fr Sơ đồ bố trí sau: FrA Fsa Fa Fs1 FrB Tra bảng P2.11, [1] với đường kính d  35  mm  chọn loại cỡ ổ nhẹ hẹp, ký hiệu là: 46207 Đường kính d  35  mm  Đường kính D  72  mm  Khả tải động C  22,7  kN  Khả tải tĩnh C0  16,6  kN  Tính khả tải động ổ Tra bảng 11.4, [1] ổ bi đỡ chặn với SVTH: Nguyễn Văn Nam Fa 455,68   0,028 C0 16600  e  0,34 45 Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần Lực dọc trục lực hướng tâm sinh ổ FSo  eFRo  0,34.4421, 27  1503, 23 ( N ) FS1  eFR1  0,34.922,  313, 68 ( N ) Tra bảng 11.5, [1] với sơ đồ bố trí hình vẽ F F ao  FS1  Fat  313, 68  455, 68  769,364 ( N )  FSo  1503, 23 ( N ) a1  FS0  Fat  1503, 23  313, 68  1189,55 ( N )  FS1  313, 68 ( N ) Xác định X Y với V  vòng quay Fa 1503,23   0,34  e  0,34 V Fr0 1.4421,27  X 1 Y  Fa1 1189,55   1,289  e  0,34 V Fr1 1.922,6  X  0,45 Y  1,62 Tải trọng động ổ Qo  ( X V Fr  Y Fa ) K d K t Q1  ( X V Fr1  Y Fa1 ) K d K t Với K t  1,3 t  1050  Qo  1.1.4421, 27.1.1,3  5747, 65 ( N ) Q1  (0, 45.1.922,  1, 62.1189,55)1.1,3  3044,9 ( N ) Vậy cần tính cho ổ ổ chịu lực lớn Tải trọng động tương đương  Q L L m QE  m i i với ổ bi đỡ chặn m= i QE  3769,97 ( N ) Cd  QE L L 60.n.l h 60.159.21000   200,34 triệu vòng 10 10  Cd  3769,97 200,34  22, 22 (kN )  C  22, ( kN ) 1000 Khả tải tĩnh: Qt  X Fr  Y0 Fa Tra bảng 11.6, [1] với ổ bi đỡ chặn: X  0,5 Y0  0,47 Qt  0,5.4421, 27  0, 47.455,68  2, 425 ( KN )  C0  16,6 ( KN ) SVTH: Nguyễn Văn Nam 46 Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần CHƢƠNG 5: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP 5.1 Tính kết cấu vỏ hộp Chỉ tiêu hộp giảm tốc độ cứng cao khối lượng nhỏ Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc gang xám có ký hiệu GX 15-32 Chọn bề mặt ghép nắp thân qua tâm trục 5.2 Bôi trơn hộp giảm tốc Lấy chiều sâu ngâm dầu khoảng bán kính bánh cấp chậm (khoảng 30 mm) 5.3 Dầu bôi trơn hộp giảm tốc Chọn loại dầu dầu công nghiệp 45 5.4 Lắp bánh lên trục điều chỉnh ăn khớp Để lắp bánh lên trục ta dùng mối ghép then chọn kiểu lắp H7 k6 chịu tải vừa va đập nhẹ 5.5 Điều chỉnh ăn khớp Để điều chỉnh ăn khớp hộp giảm tốc bánh trụ ta chọn chiều rộng bánh nhỏ tăng lên 10% so với chiều rộng bánh lớn Các kích thước phần tử cấu tạo nên hộ giảm tốc đúc Bảng 5.1 : Kích thước phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc TÊN GỌI Chiều dày: Thân hộp,  Nắp hộp, 1 Gân tăng cứng: Chiều dày, e Chiều cao, h Độ dốc SVTH: Nguyễn Văn Nam BIỂU THỨC TÍNH TOÁN   0,03.a   0,03.100       mm 1  0,9.  0,9.8  7,  1   mm e   0,8 1   6,  chọn e = 7mm h  58 chọn h = 50 mm Khoảng 20 47 Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần Đường kính : Bulông nền, d1 d1 > 0,04.a+10 =0,04.100 + 10 =14  d4 = M16 Bulông cạnh ổ , d2 d2 = ( 0,7  0,8 ).d1  d2 = M12 Bulông ghép bích nắp thân, d3 d3 = ( 0,8  0,9 ).d2  d3 = M10 Vít ghép lắp ổ, d4 d4 = ( 0,6  0,7 ).d2  d4 = M8 Vít ghép lắp thăm dầu, d5 d5 = ( 0,5  0,6 ).d2  d5 = M6 Mặt bích ghép nắp thân: Chiều dày bích thân hộp, S3 S3 = ( 1,4  1,8 ).d3 , chọn S3 = 16 mm Chiều dày bích nắp hộp, S4 S4 = ( 0,9  1).S3 = 14 mm Chiều rộng bích nắp hộp, K3 K3 = K2 – (  )mm = 41 – = 36 mm Kích thước gối truc : Định theo kích thước ổ lăn Đường kính tâm lỗ vít, D3, D2 K2 = E2 + R2 + (3÷5) mm = 20 + 16 + = 41mm Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ, K2 E2 = 1,6.d2 = 1,6.12 = 20 mm Tâm lỗ bulông cạng ổ : E2 R2 1,3 d2 = 1,3.12 = 16 mm k khoảng cách từ tâm bulông đến k ≥ 1,2.d2 = 14,2 → k = 16 mm mép lỗ h :phụ thuộc vào lỗ bulong kích thước mặt Chiều cao h tựa Mặt đế hộp : Chiều dày : phần lõi S1 S1 = (1,3÷1,5)d1 →d1 = 24mm K1 ≈ 3.d1 ≈ 3.16 = 48 mm q = K1 +2 = 48 + 2.8 = 64 mm Khe hở chi tiết: Giữa bánh với thành hộp  ≥ (1 ÷ 1,2 ) →  = 10 mm Giữa đỉnh bánh lớn với đáy hộp 1 ≥ (3 ÷ ) → 1 = 30 mm Giữa mặt bên bánh với 2 ≥  = mm Số bulông Z Z = (L + B) / (200÷300) ≈ 1200 / 200 = Chọn Z = bulông SVTH: Nguyễn Văn Nam 48 Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần PHỤ LỤC BẢNG THỐNG KÊ CÁC KIỂU LẮP, TRỊ SỐ CỦA SAI LỆCH GIỚI HẠN VÀ DUNG SAI CỦA CÁC KIỂU LẮP Kiểu lắp Trục I Kiểu lắp Dung sai (m) Bánh - trục Nối trục - Trục 19k Trục II Kiểu lắp Dung sai (m) +25 H7 34 +18 k6 +2 +25 H7 36 +18 k6 +2 Bạc chặn - Trục Nắp – Vỏ hộp H7 38 k6 34k 20k  20 F8 k6  42 H7 d11 N9 h9 Rãnh then trục SVTH: Nguyễn Văn Nam +25 +18 +2 +6,5 -6,5 Bánh xích Trục Ổ lăn - Trục Trục III Kiểu lắp Dung sai (m) +15 +2 +55 +20 +18 +2 +25 -80 -240 -30 +30 +36 30k 30 F8 k6 62 H7 d11 N9 h9 N9 h9 +12 +2 +55 +20 +15 +2 +30 -100 -290 -36 +36 +43 -36 +36 +43 34k 35 F8 k6 72 H7 d11 N9 h9 +18 +2 +18 +2 +64 +25 +18 +2 +30 -100 -290 -36 +36 +43 49 Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] TRỊNH CHẤT – LÊ VĂN UYỂN, Thiết kế hệ thống dẫn động khí - tập 1, Nhà xuất giáo dục [2] TRỊNH CHẤT – LÊ VĂN UYỂN, Thiết kế hệ thống dẫn động khí - tập 2, Nhà xuất giáo dục [3] NGUYỄN TRỌNG HIỆP - NGUYỄN VĂN LÂM, Thiết kế chi tiết máy Nhà xuất giáo dục xuất tháng 4/2006 SVTH: Nguyễn Văn Nam 50 [...].. .Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần ZR : hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc ZV : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng KXH : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng YR : hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng YS : hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất KXF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn Trong bước tính toán thiết kế sơ... 219,02(mm) C Tính toán bộ truyền ngoài a Chọn loại xích Vì vận tốc thấp nên dùng xích con lăn b Xác định các thông số của bộ truyền xích Tra bảng 5.4, [1] với u x  3 Z1  29  2.3  23  19 Chọn Z1  25 do đó số răng đĩa lớn SVTH: Nguyễn Văn Nam 26 Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần Z2  ux Z1  3.25  75  Z Max  120 (đối với xích con lăn, công thức 5.1, [1]) Công suất tính toán Pt  P.K K Z Kn... 29 Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép  H   600 (MPa) đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho đĩa 1 f Xác định lực tác dụng lên trục Ttheo công thức 5.20, [1] Fr  K x Ft  1,15.2123,8  2442,37 ( N ) Trong đó : K x : hệ số kể đến trọng lượng xích K x  1,15 do bộ truyền nghiêng SVTH: Nguyễn Văn Nam 30 Đồ án Thiết. .. 1)  Z1  23 SVTH: Nguyễn Văn Nam 14 Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần Số răng bánh lớn Z2  u1.Z1  4,68.23  107,64 Do đó tỷ số truyền thực tế sẽ là : um  Z 2 108   4, 696 Z1 23 cos   m  Z1  Z 2   0,9825 2.aw1    10, 740 Mặt khác ta có : Z1  23  Zmin  2  17  2  19 với Z min  17 Theo bảng 6.9, [1] ta được : Hệ số dịch chỉnh bánh nhỏ x1  0 và bánh lớn x2  0 2.3a Kiểm nghiệm răng...  60.1 Ti 6 ) ni ti Tmax 2900 4 3 21000.(16  0,86 )  46, 7.107 4, 68 8 8 Vì N FE  46,7.107  N FO  4.106  K FL  1 1 - Với bánh lớn Với bánh lớn tính toán tương tự như bánh nhỏ Vì N HE2  13,86.107  N HO2  0,676.108  K HL  1 SVTH: Nguyễn Văn Nam 12 Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần [ H 2 ]= [ H ]= 410.1  372, 7 (MPa) 1,1 [ H1 ]+[ H 2 ] 2  390,9  372, 7  381,8 (MPa) 2 [ H ]  1, 25[... Văn Nam T1.K H  [ H ]2 u1. ba 13 Đồ án Thiết kế máy Trong đó : GVHD: Đỗ Thế Cần Ka : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng T1 : momen xoắn trên trục bánh chủ động ( N.mm ) [ H ] : ứng suất tiếp xúc cho phép ( MPa ) u1 : tỷ số truyền cấp nhanh  ba  bw là hệ số, bw là chiều rộng bánh răng aw Tra bảng 6.5, [1] với răng nghiêng vật liệu 2 bánh là : thép – thép , ka  43 Tra bảng 6.6, [1]... 50 lc11  0,5(lm11  b02 )  k3  hn  0,5(26  17)  15  18  55(mm) D0  50(mm)  Fx11  0,3 l c11 55(mm) SVTH: Nguyễn Văn Nam 32 Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần S¬ ®å ph©n tÝch lùc chung 3.5 Tính toán và thiết kế trục I Tính phản lực ở các ổ trục và vẽ biểu đồ mômen theo công thức 10.1, [1] tg tw  338 ( N ) Cos  2.T 2.15741 Ft1  k   896, 4 ( N ) d wki 35,12 Fr1  Ft1 Fa1  Ft1 tg ...  d  Rby Ray Fr1 120 71 55 A B Rax Ft1 Fa1 Rbx Fx11 15614,32 14169,32 My Mx 10389,06 1087,492 15741 SVTH: Nguyễn Văn Nam 19k6 20k6 20k6 T 35 Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần 3.6 Tính toán và thiết kế trục II Tính phản lực ở các ổ trục và vẽ biểu đồ mômen theo công thức 10.1, [1] Fr2  Ft2 Ft2  tg tw tg 20,330  876, 23  330, 44 ( N ) Cos cos10, 740 2.Tk 2.72241   876, 23 ( N ) d wki... trung gian d2 d1  17 (mm)  b01  14 (mm) d 2  26 (mm)  b01  17 (mm) d3  24 (mm)  b01  17 (mm) d 4  36 (mm)  b01  21 (mm) Xác định chiều dài may ơ , bánh đai , may ơ đĩa xích, may ơ bánh răng trụ SVTH: Nguyễn Văn Nam 31 Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần Sử dụng công thức 10.10, [1] ta tính được : lm11  1, 2  1,5  d1  1,5.17  26 (mm) lm 22  1, 2  1,5  d 2  1,5.26  39 (mm) lm34... 381,8.1.0,95.1  362,71 (MPa) 113,34   H  [ H ]=362,71 (MPa) Do đó kết quả tính toán phù hợp với yêu cầu 2.3b Kiểm nghiệm về độ bền uốn Theo công thức 6.43, [1] ta có: F  1 SVTH: Nguyễn Văn Nam 2.T1.K F Y Y YF1 bw1 d w1 m   F  17 Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần Theo bảng 6.7, [1] ta tìm được K F  1,41 ( bd  1,20416  1,2 và sơ đồ 3) a w1  F   F g o v um 1 Tra bảng 6.15, [1] có  F  0,006 ... ngày nay, việc thiết kế hệ dẫn động xích tải cho tiết kiệm mà đáp ứng độ bền việc quan trọng Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải ” nhằm đáp ứng nhu cầu học tập, gắn lý thuyết học vào thực... tiễn từ tìm hiểu ,học hỏi,nghiên cứu sâu để thiết kế hệ thống dẫn động xích tải, đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp.. .Đồ án Thiết kế máy GVHD: Đỗ Thế Cần Sơ đồ động đồ thị thay đổi tải trọng T Tmm T1 T2 f t v 3s tck Z.p Động t2 t1 Hộp giảm tốc Xích tải Nối trục đàn hồi Bộ truyền xích Với: Tmin