Đồ án môn Chi tiết máy: Thiết kế trạm dẫn động xích tải

Đồ án nghiên cứu và tính toán động học hệ dẫn động cơ khí; tính toán thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc; thiết kế các chi tiết đỡ nối; cấu tạo vỏ hộp, các chi tiết phụ, bôi trơn hộp giảm tốc và chọn chế độ lắp trong hộp.

1

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI ĐỒ ÁN MÔN HỌC

KHOA CƠ KHÍ CHI TIẾT MÁY

BỘ MÔN: THIẾT KẾ MÁY

ĐỀ SỐ IV

THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

Ngày giao đề : 18/02/2019

Ngày nôp bài: 20/06/2019

GV hướng dẫn: Văn Quốc Hữu

Số răng đĩa xích tải 10 9 9 12 10 11 10 9 12 11

Chiều cao tâm đĩa xích (mm) 550 600 550 450 580 540 500 525 525 575

2

Nhận xét của giảng viên hướng dẫn:

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

TP.HCM, ngày…tháng…năm 2019

GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

3

MỤC LỤC

PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐÔNG CƠ KHÍ 5

1.Công suất bộ phận công tác 5

2.Số vòng quay trục công tác 6

3.Phân phối tỉ số truyền 7

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC 9

I Tính toán bộ truyền cấp nhanh 9

1 Tính vận tốc sơ bộ 9

2 Tính ứng suất cho phép 9

3 Tính thiết kế 10

4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc 11

5 Kiểm nghiệm độ bền uốn 12

6 Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải 12

7 Tính nhiệt truyền động trục vít 13

II Tính toán bộ truyền cấp chậm 14

1 Tính vận tốc sơ bộ 14

2 Tính ứng suất cho phép 14

3 Tính thiết kế 15

4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc 16

5 Kiểm nghiệm độ bền uốn 17

6 Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải 17

7 Tính nhiệt truyền động trục vít 19

PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI 19

1 Thiết kế trục 19

2 Tính chọn ổ lăn 35

3 Tính chọn khớp nối 42

PHẦN IV: CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ, BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP 44

1 Thiết kế các kích thước vỏ hộp 44

2 Một số kết cấu khác liên quan tới vỏ hộp 46

PHẦN V: TÍNH DUNG SAI VÀ KÍCH THƯỚC TRỤC 50

4

LỜI NÓI ĐẦU

Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của 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 vẽhình chiếu với công cụ AutoCad, điều rất cần thiết với một

kỹ sư cơ khí

Em xin chân thành cảm ơn thầy Văn Quốc Hữu và các bạn trong khoa cơ khí 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

Sinh viên thực hiện

Hoắc Vỹ Quang

5

PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐÔNG CƠ KHÍ

1.Công suất bộ phận công tác

Từ công thức 2.11 trang 20 [I] ta có:

Công suất trục tang quay :

P1 = 7300×0,1

v (m/s): Vận tốc xích tải F(N): sức kéo trên xích tải Tải trọng thay đổi theo chu kì nên ta xác định công suất tính toán bằng công thức sau:

Tra bảng 2.3 trang 19 [I] ta có:

ol =0,99 Hiệu suất ổ lăn

tv =0,82 Hiệu suất trục vít

6

k = 1 Hiệu suất khớp nối

= 0,993×0,822× 1=0,65

Công suất cần thiết trên trục động cơ điện được xác định theo công thức 2.8 trang 19 [I]

- Công suất cần thiết

Tỉ số truyền chung:

uch = uhộp = 300 Với uhộp = 300 tỉ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp trục vít

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

nsb = nct × uch = 4,17× 300 = 1215 (vg/ph) Như vậy ta phải chọn động cơ có công suất định mức ≥ 0,93 (kW)

Nếu chọn động cơ có số vòng quay quá lớn thì tỉ số truyền động chung tăng, dẫn đến việc tăng khuôn khổ, kích thước của máy và giá thành của thiết bị, vì vậy ta chọn động cơ sao cho hợp lí nhất

Động cơ được chọn cần thỏa mãn điều kiện

{𝑃𝑛𝑑𝑐 ≥ 𝑃𝑐𝑡

𝑑𝑏 ≈ 𝑛𝑠𝑏 Theo bảng P1.3 trang 236 - [I]

• Công suất:

𝑜𝑙=

0,604 0,99 = 0,61 kW

𝑡𝑣 𝑜𝑙 =

0,61 0,82 0,99 = 0,751 kW

𝑡𝑣.𝑜𝑙 =

0,751 0,82 0,99 = 0,925 kW

n3 = n2

u2 =

80,3 19,24 = 4,17 vg/ph

• Momen quay các trục công tác:

9

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

Thiết kế bộ truyền trục vít bao gồm các bước sau:

-Chọn vật liệu

-Xác định ứng suất cho phép

-Tính thiết kế, tính kiểm nghiệm

-Quyết định lần cuối các kích thước và thông số bộ truyền

-Kiểm nghiệm về nhiệt

I Tính toán bộ truyền cấp nhanh

Theo bảng 7.2/148 [I] với cập vật liệu ƂpA Ж 9-4 và thép tôi, ta chọn [σH] =

180 (MPa)

Bộ truyền làm việc một chiều

𝑁 𝐹𝐸 9

Trong đó NFE = 60 𝛴 (T2i/T2max)9n2iti

10

Với n2i, T2i là số vòng quay trong một phút và momen xoắn trên bánh vít ở chế độ thứ i, ti là số giờ làm việc ở chế độ thứ i, T2max là momen xoắn lớn nhất trong các trị số T2i

Thay số vào, ta có NFE = 60𝛴 (T2i/T2max) 9n2iti = 60×80,3×18781× ( 1 9.4 + 0,79.2 + 0,59.2) × 1

Vậy ứng suất uốn cho phép : [σF] = [σFO] KFL = 116 × 0,65 = 75,4 (MPa)

• Ứng suất cho phép khi quá tải

Bánh vít đồng thanh không thiếc

du = 𝑢𝑚− 𝑢

𝑢 100 = 17,5 − 17,45

17,45 100 = 0,29% ≤ 4% = > thõa mãn Tính sơ bộ q theo công thức thực nghiệm

q = 0,25.z2 = 0,25.35 = 8,75 Theo bảng 7.3/150[I] chọn q = 10

T2 = 89315,69 Nmm

Khoảng cách trục sơ bộ :

aw = ( 35 + 10 ).3√(170/35 180)2 × (89315,69 1,1/10) = 86,71 (mm) Lấy aw = 95 (mm)

dw = (q + 2x).m = (10 + 2.0,5 ) 5 = 55

vs = 𝜋 55.1400

60000𝑐𝑜𝑠(10,31°) = 4,1 (m/s) Hiệu suất ƞ = 0,95 𝑡𝑔(𝛾w)/tg( 𝛾w + 𝜑 )

Góc ma sát 𝜑 tra trong bảng 7.4/152[I] theo trị số vận tốc trượt vs

▪ T2m là momen xoắn trung bình trên trục bánh vít

▪ T2max là momen xoắn lớn nhất trong các momen xoắn T2m

T2max = ( 1.4 + 0,7.2 + 0,5.2 )

𝐾𝐻𝛽 = 1 + (35/86)3.( 1 – 0,8 ) = 1,01 + Với vs = 4,1 m/s, theo bảng 7.6 chọn cấp chính xác 8

theo bảng 7.7 chọn 𝐾𝐻𝑉 = 1,22

Ứng suất tiếp xúc

[σH] = (170/z2)√[(𝑧2+ 𝑞 )/𝑎𝑤]3𝑇2𝐾𝐻/𝑞

= (170/35)√[(35 + 10 )/115]3 89315,69 1,01.1,22/10

Trong đó -[σF] là ứng suất uốn cho phép của bánh vít

-YF hệ số dạng răng, phụ thuộc vào số răng bánh vít tương

6 Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải

Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt răng, ứng suất tiếp xúc cực đại không được

vượt quá một giá trị cho phép

σHmax = σH√𝐾𝑞𝑡 ≤ [σH]max

= 180√1,5 = 220,45 ≤ [σH]max = 400 MPa (thõa mãn)

Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít, ứng suất uốn cực đại

được vượt quá một giá trị cho phép

σFmax = σFKqt ≤ [σF]max

= 75,4.1,5 = 113,1 ≤ [σF]max = 160 MPa (thõa mãn)

➢ Các thông số cơ bản của bộ truyền

Ƞ : Hiệu suất bộ truyền

P1 : Công suất trên trục vít P1 = 0,925 kW

Kt : Hệ số tỏa nhiệt ( 8…17,5 W/( m2 ℃ ) chọn Kt = 13

t0 : Nhiệt độ môi trường xung quanh, chọn t0 = 20°

td : Nhiệt độ cho phép cao nhất của dầu, do trục vít đặt trên nên chọn td = 70°

𝜓 : Hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp (0,25…0,3) chọn 𝜓 = 0,25

Thay số vào, ta được : td = 20 + 1000(1−0,75).0,925

13.0,286.(1+0,25)1,25 = 59,81 ≤ 70 (thõa yêu cầu)

II Tính toán bộ truyền cấp chậm

Theo bảng 7.2/148 [I] với cặp vật liệu CЧ 15-32 và thép 20X thấm C và tôi, ta

chọn [σH] = 194,2 (MPa)

Bộ truyền làm việc một chiều

[σFO] = 0,25×σb + 0,08×σbu = 0,25×150 + 0,08×320 = 63,1 (MPa)

Hệ số tuổi thọ

KFL = √106

𝑁𝐹𝐸

9 = √106

𝑁𝐹𝐸9

15

Trong đó NFE = 60 𝛴 (T3i/T3max)9n3iti Với n3i, T3i là số vòng quay trong một phút và momen xoắn trên bánh vít ở chế độ thứ i, ti là số giờ làm việc ở chế độ thứ i, T3max là momen xoắn lớn nhất trong các trị số T3i

Thay số vào, ta có NFE = 60𝛴 (T3i/T3max) 9n2iti = 60×4,17×18781× ( 19.4 + 0,79.2 + 0,59.2) × 1

8 = 2,4.106

= > KFL = √ 10

6 2,4.10 6

9

= 0,91

Vậy ứng suất uốn cho phép : [σF] = [σFO] KFL = 63,1 × 0,91 = 57,42 (MPa)

• Ứng suất cho phép khi quá tải

du = 𝑢𝑚− 𝑢

𝑢 100 = 19,5 − 19,24

19,24 100 = 1,35 % ≤ 4% = > thõa mãn Tính sơ bộ q theo công thức thực nghiệm

q = 0,25.z2 = 0,25.39 = 9,75 Theo bảng 7.3/150[I] chọn q = 10

T3 = 1397002,4 Nmm

Khoảng cách trục sơ bộ :

aw = ( 39 + 10 ).3√(170/39 194,2)2 × (1397002,4 1,1/10) = 208,84 (mm) Lấy aw = 210 (mm)

dw = (q + 2x).m = [10 + 2.0,5] 10 = 110

vs = 𝜋 110.80,3

60000𝑐𝑜𝑠(10,31°) = 0,47 (m/s) Hiệu suất ƞ = 0,95 𝑡𝑔(𝛾w)/tg( 𝛾w + 𝜑 )

Góc ma sát 𝜑 tra trong bảng 7.4/152[I] theo trị số vận tốc trượt vs

▪ T3m là momen xoắn trung bình trên trục bánh vít

▪ T3max là momen xoắn lớn nhất trong các momen xoắn T3m

T3max = ( 1.4 + 0,7.2 + 0,5.2 )

𝐾𝐻𝛽 = 1 + (40/86)3.( 1 – 0,8 ) = 1,02 + Với vs = 0,47 m/s, theo bảng 7.6 chọn cấp chính xác 9

Ttheo bảng 7.7 chọn 𝐾𝐻𝑉 = 1,3

Ứng suất tiếp xúc

[σH] = (170/z2)√[(𝑧2+ 𝑞 )/𝑎𝑤]3𝑇3𝐾𝐻/𝑞

17

= (170/39)√[(39 + 10 )/250]3 1397002,4 1,02 1,3/10 = 162,79 MPa ≤ [σH] = 194,2 MPa

5 Kiểm nghiệm độ bền uốn

𝜎𝐹 = 1,4𝑇3 𝑌𝐹𝐾𝐹

𝑏 2 𝑑 2 𝑚 𝑛 ≤ [σF]

Trong đó -[σF] là ứng suất uốn cho phép của bánh vít

-YF hệ số dạng răng, phụ thuộc vào số răng bánh vít tương

6 Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải

Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt răng, ứng suất tiếp xúc cực đại không được

vượt quá một giá trị cho phép

σHmax = σH√𝐾𝑞𝑡 ≤ [σH]max

= 194,2 √1,5 = 237,85 ≤ [σH]max = 291,3 MPa (thõa mãn)

Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít, ứng suất uốn cực đại

được vượt quá một giá trị cho phép

18

σFmax = σFKqt ≤ [σF]max

= 57,42.1,5 = 86,13 ≤ [σF]max = 90 MPa (thõa mãn)

➢ Các thông số cơ bản của bộ truyền

Ƞ : Hiệu suất bộ truyền

P1 : Công suất trên trục vít P2 = 0,751kW

Kt : Hệ số tỏa nhiệt ( 8…17,5 W/( m2 ℃ ) chọn Kt = 13

t0 : Nhiệt độ môi trường xung quanh, chọn t0 = 20°

td : Nhiệt độ cho phép cao nhất của dầu, do trục vít đặt dưới nên chọn td = 90°

𝜓 : Hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp (0,25…0,3) chọn 𝜓 = 0,25

𝛽 : Hệ số giảm nhiệt do làm việc ngắt quãng

Thay số vào, ta được : td = 20 + 1000(1−0,62).0,751

13.1,43.(1+0,25)1,25 = 29,82 ≤ 90 (thõa yêu cầu)

PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

1 Thiết kế trục

a Tính trục theo độ bền mỏi

Chọn vật liệu là thép C45 thường hóa có σb = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15…30 MPa

[τ]: ứng suất xoắn cho phép (MPa), [τ] = 15…30

Đường kính trục vào của hộp giảm tốc:

d1 ≥ √3 0,2[τ]𝑇 = √6309,82

0,2.15

3

= 12,81, chọn sơ bộ d1 = 20 mm Đường kính trục trung gian của hộp giảm tốc:

d2 ≥ √ 𝑇

0,2[τ]

3 = √89315,69

0,2.20

3

= 28,16, chọn sơ bộ d2 = 30 mm Đường kính trục ra của hộp giảm tốc:

d3 ≥ √ 𝑇

0,2[τ]

3 = √1397002,4

0,2.30

3

= 61,52, chọn sơ bộ d3 = 65 mm Với d1 = 20 mm, ta được chiều rộng ổ lăn bo1 = 15 mm

Với d2 = 30 mm, ta được chiều rộng ổ lăn bo2 = 19 mm

Với d3 = 65 mm, ta được chiều rộng ổ lăn bo3 = 33 mm

c Thiết kế trục

• Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực

Để tính các kích thước của trục trước hết ta chọn các kích thước sau đây

▪ k1 = 8…15 khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

▪ k2 = 5…15 khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

▪ k3 = 10…20 khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

▪ hn = 15…20 chiều cao nắp ổ và đầu bulông

21

Sơ đồ lực hộp giảm tốc

Trục 1

Chiều dài mayo nữa khớp nối

22

Fa1 = Ft2 = 2T2/d2 = 2 89315,69/175 = 1020,75 N

Ft1 = Fa2 = Fa1tg( 𝛾 + 𝜑) ≈ Fa1tg 𝛾 = 185,69 N

Fr1 = Fr2 = Fa1cos 𝜑/cos(𝛾 + 𝜑)tg𝛼cos 𝜑 ≈ Fa1tg𝛼 = 1020,75.tg20 = 351,52 N Fx1 = (0,2…0,3).2.T1/D0 = 0,2.2 6309,82 / 45 = 56,09 N = Fk

Với D0 là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi (tra bảng 16-10a/68[II])chọn D0 = 45 mm

Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

𝑙 11 = 56,09.72,5 − 185,69.98,5

(1) ⇔ Fx10 = -Fx12 – Fk – Fx11 = -169,58 N Vậy Fx10, Fx11 ngược chiều đã chọn

• Xét mặt phẳng yOz:

Y = 0 ⇔ Fy12 + Fy10 + Fy11 = 0 (3)

23

M0x = 0 ⇔ Fy12.l13 + Fy11.l11 + Fz12.𝑑1

2 = 0 (4) (4) ⇔ Fy11 = −𝐹𝑦12.𝑙13− 𝐹𝑧12.

𝑑1 2

𝑙11 = −351,52.98,5 − 1020,75.

50 2

Sơ đồ đặt lực, biểu đồ momen của trục vào hộp giảm tốc

- Tính momen uốn tổng Mj và momen tương đương Mtdj tại các tiết diện j trên chiều dài trục

M10 = √𝑀𝑦102 + 𝑀𝑥102 = √4066.532 = 4066,53 Nmm

24

Mtd10 = √𝑀102 + 0,75𝑇102 = √4066,532 + 0,75 6309,822 = 6811,54 Nmm M11 = 0

Ft3 = Fa4 = Fa3tg( 𝛾 + 𝜑) ≈ Fa3tg 𝛾 = 1303,23 N

Fr3 = Fr4 = Fa3cos 𝜑/cos(𝛾 + 𝜑)tg𝛼cos 𝜑 ≈ Fa3tg𝛼 = 7164,11.tg20 = 2607,52 N

𝑙22+𝑙21+𝑙23 = 1303,23.217,5 − 1020,75.( 252,5 +217,5)

52,5 + 252,5 + 217,5 = -375,69 N (1) ⇔ Fx10 = Fx13 – Fx11 – Fx12

= 1303,23 + 375,69 – 1020,75 = 658,17 N Vậy Fx11 ngược chiều đã chọn

= 2056,09 N

Sơ đồ đặt lực, biểu đồ momen của trục trung gian hộp giảm tốc

- Tính momen uốn tổng Mj và momen tương đương Mtdj tại các tiết diện j trên

chiều dài trục

Mtd13 = √𝑀132 + 0,75𝑇132

2 − 𝐹 𝑟𝑥 (𝑙 33 +𝑙 31 ) − 𝐹 𝑦13 𝑙 31

Sơ đồ đặt lực, biểu đồ momen của trục ra hộp giảm tốc

- Tính momen uốn tổng Mj và momen tương đương Mtdj tại các tiết diện j trên chiều dài trục

M11 = √𝑀𝑦112 + 𝑀𝑥112 = √7365752 = 736575 Nmm

d Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa, do đó ta có σb = 600 MPa và có [τ] = 15 MPa

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau

sj = sσj.s τj /√𝑠σj2 + 𝑠τj2 ≥ [s] (công thức 10.19 trang 195/[I])

[s]: hệ số an toàn cho phép, thông thường [ ] S = 1,5 2,5

sσj, sτj: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết điện j

Xác định tiết diện nguy hiểm ở từng trục như sau:

+ Trục I: có 2 tiết diện nguy hiểm là tiết diện I0, I2

+ Trục II: có 2 tiết diện nguy hiểm là tiết diện II2 và II3

+ Trục III: có 2 tiết diện nguy hiểm là tiết diện III3, III1

Đó là các tiết diện có momen lớn theo các phương và gây nguy hiểm cho trục, do đó ta phải kiểm tra hệ số an toàn tại các tiết diện này thỏa mãn các điều kiện trên thì trục đảm bảo

độ bền mỏi

Các phương pháp lắp ghép: Ổ lăn lắp trên trục theo K6, lắp bánh vít, đĩa xích, nối trục theo K6 kết hợp với lắp then

Kích thước then được cho trong bảng 9.1a trang 173/ [I], trị số momen cản uốn và

momen cản xoắn(công thức tính trong bảng 10.6 [I]) ứng với các tiết diện trục nguy hiểm được tính và ghi lại trong bảng sau: