Đề tài Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải

Hộp giảm tốc là 1 bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM

KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC

CHI TIẾT MÁY

Sinh viên thực hiện: HỒ NGUYỄN CÔNG MINH MSSV: G0901548

Ngành đào tạo: KT ÔTÔ – MÁY ĐỘNG LỰC

ĐỀ TÀI

Đề số 9: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

Phương án số: 12

Thời gian phục vụ, L (năm):

Quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập mạnh

(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

Lời nói đầu

ất nước ta đang trên đà phát triển do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai trò hết sức quan trọng đối với đời sống con người Việc áp dụng khoa học kĩ thuật chính là làm tăng năng suất lao động đồng thời nó cũng góp phần không nhỏ trong việc thay thế sức lao động của người nông nhân và công nhân một cách có hiệu quả nhất, bảo đảm an toàn cho người học trong quá trình làm việc

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước

Đồ án chi tiết máy nhằm củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Cơ Khí…và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Hộp giảm tốc là 1 bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung

và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều cần thiết với 1 kỹ sư

Em xin chân thành cảm ơn thầy Dương Đăng Danh và các bạn trong lớp đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án

Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu xót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn

Hồ Nguyễn Công Minh

Đ

Nội dung

Trang

Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 17

PHẦN 1 XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ

SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG

A/ TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

 Chọn hiệu suất của hệ thống:

-Hiệu suất ổ lăn: ηol = 0,99

-Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng: ηbr = 0,96

-Hiệu suất bộ truyền trục vis: ηtv = 0,8

-Hiệu suất bộ truyền đai thang: ηđ = 0,96

-Hiệu suất khớp nối: ηk = 0,99

d

0,99.0,96.0,8.0,96.0,99 0, 7

k br tv ol

 Tính công suất tính toán:

-Công suất trên xích tải: . 19500.0,3 5,85 kW

60000 60000.0,3

18,18 vòng/phút 9.110

lv

v n

z p

Chọn sơ bộ tỉ số truyền:

-Tỉ số truyền hộp giảm tốc trục vis – bánh răng: uh = 40

-Tỉ số truyền bộ truyền đai: ud = 3,5

-Tỉ số truyền chung: uch = uh.ud = 40.3,5 = 140

-Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = nlv.uch = 18,18 140 = 2545,2 vòng/phút

Theo bảng P1.3 sách „TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ‟ của TRỊNH CHẤT –

LÊ VĂN UYỂN, ta chọn động cơ sau:

Động cơ Công suất

k dn

TT

u u u

Chọn utv =20 → 45,92 2,3

20

br tv

u u u

 Tính toán công suất trên các trục

ol br

P P

ol tv

P P

 

-Trục động cơ: 1 7,93

8,34 kW0,96.0,99

dc

d ol

P P

-Trục 2: 1

2

834,86

41, 74vòng / ú20

1/ Chọn thông số dây đai

Theo hình 4.22, ta chọn đai loại A, có thông số:

T1, N.mm

2/ Chọn đường kính bánh đai d 1 , d 2 theo tiêu chuẩn

Đường kinh bánh đai nhỏ d1 = 1,2.dmin = 1,2.100 = 120 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 140

-Theo tiêu chuẩn, chọn d2 = 500 mm

-Ta tiến hành tính lại tỉ số truyền thực tế

4/ Tính chiều dài đai L

Chiều dài tính toán của đai:

6/ Tính lại a theo tiêu chuẩn

Ta tiến hành tính lại khoảng cách trụca theo chiều dài L ta vừa chọn đƣợc:

Giá trị a vẫn nằm trong khoảng giá trị cho phép

-Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai Cz, ta chọn sơ bộ bằng 0,9

-Hệ số xét đến ảnh hưởng chế đọ tải trọng: Cr = 0,7 (làm việc 2 ca)

-Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:

Theo đồ thị hình 4.21a, chọn [P0] = 3,5 kW khi d = 140 mm và đai loại A

-Số dây đai được xác định theo công thức

-Đường kính ngoài bánh đai

da = d + 2b = 140 + 2.3,3 = 146,6 mm

10/ Lực tác dụng lên bánh đai

-Lực căng đai ban đầu:

-Lực căng mỗi đai

Công suất trên trục vít P1 =7,93 kW

Công suất trên bánh vít P2 = 6,28 kW

Tỉ số truyền utv= 20

Moment xoắn trên trục vít T1 = 90711,62 N.mm

Moment xoắn trên bánh vít T2 =1436847,15 N.mm

Số vòng quay của trục vít n1 = 834,86 vòng/phút

Số vòng quay của bánh vít n2= 41,74 vòng/phút

Thời gian làm việc Lh= 8.300.16 = 38400 giờ

Quay 1 chiều,làm việc 2 ca, tải va đập mạnh

b/ Tính toán

F zA 5.81.1,5607,5 N

Khác với bộ truyền bánh răng,bộ truyền trục vít có dạng hỏng chủ yếu là dính răng và mòn răng

và tính toán thiết kế cho bộ truyền trục vít kín và hở đều theo độ bền tiếp xúc nhưng có hệ số hiệu chỉnh cho phù hợp thực tế

Vật liệu cho bộ truyền phải có tính chống dính cao, trục vít bằng thép còn bánh vít bằng đồng thau hoặc gang

1 Dự đoán vận tốc trượt v S – chọn vật liệu

-Trục vít : thép C45,HRC>45 được tôi để tăng độ cứng và được mài bóng

-Bánh vít :Đồng thanh không thiếc BrAlFe9-4, đúc trong khuôn cát có σch = 200 Mpa, σb = 400 Mpa

-Cấp chính xác của bộ truyền là 8 (bảng 7.4[1] )

2 Xác định ứng suất cho phép

Bánh vít kém bền hơn trục vít nên ta tính toán cho bánh vít

*Ứng suất tiếp xúc cho phép

Bánh vít được chế tạo từ đông thanh không có thiếc  b 300MPa, ứng suất cho phép [σ] được chọn theo điều kiện tránh dính

[σH] = (276 ÷ 300) – 25vs = (276 ÷ 300) – 25.4 =170 † 200 ≈ 180 MPa

*Ứng suất uốn cho phép

Ứng suất cho phép [σF] của bánh vít xác định theo công thức 7.28

σch = 200 Mpa, σb = 400 Mpa là giới hạn chảy và giới hạn bền của vật liệu

NFE là số chu kỳ tải trọng tương đương

n i

3/ Chọn số ren z 1 , tính số ren z 2 , chọn sơ bộ hiệu suất

Số mối ren z1 trên trục vít, utv =20 trong khoảng 16÷30 nên z1 = 2

Số răng trên bánh vít z2 = u z1 = 20.2 = 40

Hệ số đường kính q của trục vít phải thỏa điều kiện 0,4 ≥ q/z2 ≥ 0,22

Ta chọn q = 0,26z2 = 0,26.40 = 10,4

Theo tiêu chuẩn chọn q=10 ( bảng 7.2[1] )

Hiệu suất sơ bộ

2

2 3

H

2 3

2 W

Vậy khoảng cách của bộ truyền aw= 250 mm

5/ Kích thước của bộ truyền

Trục vít Đường kính vòng chia d1 = m.q = 10.10 = 100 mm Đường kính vòng đỉnh da1 = d1+2m = 100+2.10= 120 mm Đường kính vòng đáy df1 = d1-2,4m = 100-2,4.10 = 76 mm Góc xoắn ốc vít γ γ = arctg(z1/q) = arctg(2/10) = 11,31o Chiều dài phần cắt ren trục vít b1 ≥ (C1+C2.z2)m = (11+0,06.40)10 = 134

mm Bánh vít

Đường kính vòng chia d2 = m.z2 = 10.40 = 400 mm Đường kính vòng đỉnh da2 = m(z2+2) = 10(40+2) = 420 mm Đường kính vòng đáy df2 = m(z2-2,4) = 10(40-2,4) = 376 mm Khoảng cách trục aW = 0,5m(q+z2) = 0,5.10(10+40) = 250

mm Đường kính lớn nhất bánh vít daM2 ≤ da2+6m/(z1+2) = 435 mm Chiều rộng bánh vít b2 ≤ 0,75da1= 90 mm

6/ Kiểm nghiệm vận tốc trượt,hệ số tải trọng và hiệu suất

7/ Kiểm nghiệm ứng suất uốn

Số răng tương đương bánh vít

Trục vít được khảo sát như trục khi tính toán theo độ cứng với đường kính tính toán theo vòng đáy df1 Độ võng trục vít được xác định theo công thức

t e

l là khoảng cách giữa 2 ổ, chọn sơ bộ l=(0,9…1)daM2 = 400 mm

E là modun đàn hồi vật liệu trục vít bằng thép E=2,1.105 MPa

Je là moment quán tính tương đương mặt cắt trục vít

Trong đó [t1] ≤ 95oC là nhiệt độ làm việc cho phép tùy vào dầu bôi trơn

KT là hệ số tỏa nhiệt có giá trị 12÷18 ( W/m2.oC)

A diện tích bề mặt thoát nhiệt A  20a1,7W  20 0, 25  1,7  1,89 m2

t1 là nhiệt độ dầu oC

t0 là nhiệt độ môi trường xung quanh oC

ψ là hệ số thoát nhiệt qua bệ máy,thông thường bằng 0,3 Nhiệt độ làm việc vẫn nằm trong khoảng cho phép

B BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG

a/ Thông số kỹ thuật

Công suất trên trục dẫn động P1 = 6,28kW

Công suất trên trục bị dẫn động P2= 5,97kW

Thời gian làm việc Lh = 8.300.16 = 38400 giờ

Quay 1 chiều,làm việc 2 ca, tải va đập mạnh

b/ Tính toán

1/ Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn

Chọn thép 40Cr được tôi cải thiện Theo bảng 6.13[1] ta chọn

độ rắn trung bình HB1 = 250 đối với bánh dẫn

độ rắn trung bình HB2 = 228 đối với bánh bị dẫn

2/ Chu kỳ làm việc –hệ số tuổi thọ

Chu kỳ làm việc cơ sở

NHO1 = 30HB12,4 = 30.2502,4 = 1,71.107 chu kỳ

NHO2 = 30HB22,4 = 30.2282,4 = 1,37.107 chu kỳ

NFO1 = NFO2 = 5.106 chu kỳ

Chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng

mH : bậc của đường cong mỏi,có giá trị là 6

mH/ 2 i

mF i

HE

N K

N



KHL1 = 1 ( NHE1>NHO1)

KHL2 = 1 ( NHE2>NHO2) FO

mF FL

FE

N K

4/ Ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép

•Ứng suất tiếp xúc cho phép

Trong đó sF =1,75 khi tôi cải thiện (bảng 6.13[1])

5/ Chọn hệ số chiều rộng vành răng ψ ba ,tính ψ bd và chọn sơ bộ K H = K Hβ

Dựa vào vị trí bánh răng và độ rắn bề mặt theo bảng 6.15[1] ta chọn ψba =(0,25÷0,4)

Theo tiêu chuẩn ψba = 0,4 Khi đó

 

ba bd

2 1

d1 = z1.m = 38.5 = 190 mm

d2 = z2.m = 88.5 = 440 mm Đường kính vòng đỉnh

1 2 F

b Tính toán

1 Chọn vật liệu

Chọn thép C45 có σb=600 MPa , σch=340 MPa và [σF]-1 = 50 Mpa

Và chọn ứng suất xoắn cho phép [τ] = 20 Mpa

2 Tính sơ bộ đường kính trục theo moment xoắn

  3 3

3 Phát thảo sơ đồ trục và đặt lực tác dụng lên trục

Tra bảng 10.2[1] chọn các khoảng cách dọc trục theo moment xoắn T

l = (0,9÷1)daM2 = 420 mm

f = 105 mm

TR? C 2

TR? C 3 TR? C 1

Dy Dy

By

By Dy

Bx Bx Dx

6 Tính moment tương đương,đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm

Từ biểu đồ moment ta thấy tiết diện nguy hiểm là mặt cắt tại C Moment tương đương

 td 3

3 C

Chọn vật liệu then bằng là thép 45 có Ứng suất cắt cho phép [τC] = 60 Mpa

Ứng suất dập cho phép [σd] = 50 Mpa

Kiểm tra ứng suất cắt

 

1 C

8 Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi

Tại tiết diện 1-3 (tại C)

Hệ số an toàn về mõi chỉ xét đến ứng suất pháp (thay đổi theo chu kỳ đối xứng)

1 a

Hệ số tăng bền bề mặt β = 0,88 hình 2.7[1] (trục được đánh bóng thô hay mài tinh)

Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình ψσ = 0,05 (hình 2.9[1]) Moment chống uốn

3 3 13

Hệ số tăng bền bề mặt β = 0,88 hình 2.7[1] (trục được đánh bóng thô hay mài tinh)

Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình ψτ = 0 (hình 2.9[1]) Moment chống xoắn

O

3 3 13

b Tính toán

1 Chọn vật liệu

Chọn thép 45 có σb=600 MPa , σch=340 MPa và [σF]-1 = 50 Mpa

Và chọn ứng suất xoắn cho phép [τ] = 20 Mpa

2 Tính sơ bộ đường kính trục theo moment xoắn

  3 3

3 Phát thảo sơ đồ trục và đặt lực tác dụng lên trục

Chọn chiều dài mayo bánh răng trụ l2 = 160 mm Chọn chiều dài mayo bánh vít l3 = 110 mm Tra bảng 10.2[1] chọn các khoảng cách dọc trục theo moment xoắn T

w = 80 mm

l

x

Ay r 2 Ay

6 Tính moment tương đương,đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm

Từ biểu đồ moment ta thấy tiết diện nguy hiểm là mặt cắt tại B Moment tương đương tại B

Tại tiết diện có gắn then ta tăng đường kính thêm 5% để đảm bảo độ bền của trục Chọn dB = d22 =80 mm

Chọn các đường kính còn lại

d22 = d23 = 80 mm (tại B, C)

d21 = d24 = 75 mm (tại A, D) Kiểm tra các tiết diện còn lại

Ứng suất dập cho phép [σd] = 50 Mpa

Tra bảng 9.1b [3]

Chọn then bằng cao tại vị trí lắp bánh răng và bánh vít (TCVN 4218 – 86)

Kiểm tra tại vị trí lắp bánh vít (bề rộng bánh vít nhỏ hơn bánh răng)

l =100 mm ( với mayo bánh vít 110mm) và l = 125mm (tại vị trí lắp bánh răng)

Sử dụng 2 then 2 đầu tròn đặt cách nhau 180o tại vị trí lắp bánh vít Mỗi then chịu 0,75T

Chiều dài làm việc của then l1 = l – b = 100 – 22 = 78 mm

Kiểm tra ứng suất cắt

 

1 C

8 Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi

Tại tiết diện 2-2 (tại B)

Hệ số an toàn về mõi chỉ xét đến ứng suất pháp (thay đổi theo chu kỳ đối xứng)

1 a

Ứng suất pháp biên độ σa = σmax = 39,3 Mpa

Hệ số an toàn về mõi chỉ xét đến ứng suất tiếp (thay đổi theo chu kỳ mạch động dương)

b Tính toán

1 Chọn vật liệu

Chọn thép 45 có σb=600 MPa , σch=340 MPa và [σF]-1 = 50 Mpa

Và chọn ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 Mpa

2 Tính sơ bộ đường kính trục theo moment xoắn

  3 3

3 Phát thảo sơ đồ trục và đặt lực tác dụng lên trục

Chọn chiều dài mayo bánh răng trụ l2 = 160 mm Tra bảng 10.2[1] chọn các khoảng cách dọc trục theo moment xoắn T

D0 = 0,55.(A+E) = 0,55.(390+225) = 338,25 mm (đường kính qua tâm chốt) Lực vòng tại chốt

1 tk

4 Tính phản lực

Xét mặt phẳng đứng

6 Tính moment tương đương,đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm

Từ biểu đồ moment ta thấy tiết diện nguy hiểm là mặt cắt tại C Moment tương đương tại C

Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm

3 C

7 Chọn then

Chọn vật liệu then bằng là thép 45 có Ứng suất cắt cho phép [τC] = 60 Mpa

Ứng suất dập cho phép [σd] = 70 Mpa

Sử dụng 2 then đặt cách nhau 180o, lúc đó mỗi then chịu 0,75T Chiều dài làm việc của then l1 = l – b = 115 mm

Kiểm tra ứng suất cắt

 

1 C

Sử dụng 2 then đặt cách nhau 180o, lúc đó mỗi then chịu 0,75T Chiều dài làm việc của then l1 = l – b = 135 mm

Kiểm tra ứng suất cắt

 

1 C

8 Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi

Tại tiết diện 3-3 (tại C)

Hệ số an toàn về mõi chỉ xét đến ứng suất pháp (thay đổi theo chu kỳ đối xứng)

1 a

Hệ số an toàn về mõi chỉ xét đến ứng suất tiếp (thay đổi theo chu kỳ mạch động dương)

2 Sơ đồ tính toán

Đường kính trong d = 70 mm Lực hướng tâm tác động lên ổ A

Lập tỉ số

B a

Chọn ổ A là 2 ổ bi đỡ chặn

Đối với gối có 2 ổ đỡ chặn ta tính toán như sau

F 0,5F e F 0,5.0, 41.3138,18 7184, 24 7827,57 NLực hướng tâm tác dụng lên mỗi ổ:

A

0,5R 0,5.3138,18 1569, 09 N

Lập tỉ số - tra bảng 11.3[1]

A a A

Bậc đường cong mỏi m=3 đối với ổ bi

Do tải trọng thay đổi theo bậc nên

m n

Bậc đường cong mỏi m=3 đối với ổ bi

Do tải trọng thay đổi theo bậc nên

m n

A a

A o

TRỤC II

1 Thông số kỹ thuật

Công suất trên trục P1 = 6,28 kW Moment xoắn trên trục T1 = 1436847,15 Nmm

Số vòng quay của trục n1 = 41,74 vòng/phút Thời gian làm việc Lh = 8.300.16 = 38400 giờ Quay 1 chiều,làm việc 2 ca, tải va đập mạnh

2 Sơ đồ tính toán

Đường kính trong d = 75 mm Lực hướng tâm tác động lên ổ A

Lập tỉ số

B a

0, 4

Chọn ổ bi đỡ chặn loại 46215 có C = 61,5 kN, C0 = 54,8 kN Lắp kiểu chữ “ O ”

a

3 0

SA = e.RA = 0,34 10192,46 =3465,44 N

SB = e.RB = 0,34 4110,22 = 1397,47 N Tổng lực dọc trục phụ

FaA = SA = 3465,44 N

Fa

FaB = S1 + Fa2 = 3465,44 + 1649,37 = 5114,81 N Lập tỉ số - tra bảng 11.3[1]

A a A

Bậc đường cong mỏi m=3 đối với ổ bi

Do tải trọng thay đổi theo bậc nên

m n

i

i

i 1 n i

75 130 25 61,5 54,8

7 Kiểm tra khả năng tải tĩnh

Tính cho ổ A Đối với ổ có tác dụng đỡ và chặn tải trọng tĩnh quy ước ta chọn Qo max trong 2 giá trị sau

2 Sơ đồ tính toán

Đường kính trong d = 100 mm Lực hướng tâm tác động lên ổ A

Lắp kiểu chữ “ O ”

3 Tải trọng tương đương tác dụng lên ổ Q A , Q B

Bậc đường cong mỏi m=3 đối với ổ bi

Do tải trọng thay đổi theo bậc nên

m n

i

i

i 1 n i

Q  X  R  Y  F  0, 6 6956, 25   0, 5 0   4173, 75 N

B o

tra bảng 11.6[1] đối với ổ bi đỡ

Hệ số tải trọng hướng tâm Xo = 0,6

Hệ số tải trọng dọc trục Yo = 0,5 Vậy Qo max =69,56 kN < Co Vậy ổ đủ bền tĩnh

PHẦN 6 THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CHỌN CÁC CHI TIẾT PHỤ

A Thiết kế vỏ hộp

-Việc thiết kế vỏ hộp giảm tốc phải đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và các bộ phận của máy ,đủ tiếp nhận tải trọng do các chi tiết trên vỏ truyền đến , chứa dầu bôi trơn , bảo vệ các chi tiết khỏi bám bụi

-Hộp giảm tốc bao gồm :thành hộp nẹp và gân,mặt bích gối đỡ

Độ dốc : khoảng 20

c Các đường kính

Bulông nền d1=24 Bulông cạnh ổ d2= 20 Bulông ghép bích nắp và thân d3=16 Vít ghép nắp ổ d4=10