Đồ án môn chi tiết máy thiết kế trạm dẫn động xích tải

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

Trang 1

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI ĐỒ ÁN MÔN HỌC

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

1

Trang 2

Nhận xét của giảng viên hướng dẫn:

………

TP.HCM, ngày…tháng…năm 2019

GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

2

Trang 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

3

Trang 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 họctrong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên cócái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng tahiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết cơbản như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổsung 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 mongnhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn

Sinh viên thực hiện

Hoắc Vỹ Quang

4

Trang 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 :

1000

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

Trang 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

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 đếnviệc 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

≈

Theo bảng P1.3 trang 236 - [I]

Chọn: động cơ loại 4A kiểu: 4A80A4Y3Công suất Pđc = 1,1 (kw)

Số vòng quay nđc = 1400 (vòng/phút)Momen kđ : Tk/Tdn = 2,0

Trang 7

3.Phân phối tỉ số truyền

Trang 9

8

Trang 10

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

• Ứng suất tiếp xúc cho phép [σσ H ]

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

180 (MPa)

• Ứng suất uốn cho phép [σσ F ]

Bộ truyền làm việc một chiều

Trang 11

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 nhấttrong các trị số T2i.

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

Trang 12

[σ H ] = (170/z 2 )√[( 2 + )/ ] 3

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

11

Trang 13

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

zv = z2/cos3 = 35/cos3(10,31) = 37Tra bảng 7.8/154[I], với zv = 37 chọn YF = 1,61

KF = 1,01.1,22 = 1,232-b2 chiều rộng vành răng bánh vít

da1 = m( q + 2) = 5( 10+2) = 60

chọn 42 mm-d2 đường kính vòng chia bánh vít d2 = mz2 = 5.35 = 70 mm-mn mođun pháp của răng bánh vít

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 đượcvượt quá một giá trị cho phép

σ Hmax = σ H √ ≤ [σ H ] max

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

Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít, ứng suất uốn cực đạiđược vượt quá một giá trị cho phép

σFmax = σFKqt ≤ [σF]max

➢ Các thông số cơ bản của bộ truyền

12

Trang 14

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

K t : Hệ số tỏa nhiệt ( 8…17,5 W/( m 2 ℃ ) chọn K t = 13

t 0 : Nhiệt độ môi trường xung quanh, chọn t 0 = 20°

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

13

Trang 15

: Hệ số giảm nhiệt do làm việc ngắt quãng

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

= 59,81 ≤ 70 (thõa yêu cầu)

• Ứng suất tiếp xúc cho phép [σσ H ]

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)

• Ứng suất uốn cho phép [σσ F ]

Bộ truyền làm việc một chiều

Trang 16

Trong đó NFE = 60 (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 nhấttrong các trị số T3i

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

• Ứng suất cho phép khi quá

Trang 17

[σ H ] = (170/z 2 )√[( 2 + )/ ] 3

16

Trang 18

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

zv = z2/cos3 = 39/cos3(10,31) = 41Tra bảng 7.8/154[I], với zv = 41 chọn YF = 1,54

KF = 1,02.1,3 = 1,326-b2 chiều rộng vành răng bánh vít

da1 = m( q + 2) = 10( 10+2) = 120

chọn 85 mm-d2 đường kính vòng chia bánh vít d2 = mz2 = 10.39 = 390mm

-mn mođun pháp của răng bánh vít

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 đượcvượt quá một giá trị cho phép

σ Hmax = σ H √ ≤ [σ H ] max

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

Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít, ứng suất uốn cực đạiđược vượt quá một giá trị cho phép

17

Trang 19

σFmax = σFKqt ≤ [σF]max

➢ Các thông số cơ bản của bộ truyền

18

Trang 20

Đường kính ngoài bánh vít daM2 435Đường kính đáy df1, df2 76, 376

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

K t : Hệ số tỏa nhiệt ( 8…17,5 W/( m 2 ℃ ) chọn K t = 13

t 0 : Nhiệt độ môi trường xung quanh, chọn t 0 = 20°

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

: Hệ số giảm nhiệt do làm việc ngắt quãng

PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

Trang 21

Với d1 = 20 mm, ta được chiều rộng ổ lăn bo1 = 15 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 thànhtrong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

Trang 22

Sơ đồ lực hộp giảm tốc

Trục 1

Chiều dài mayo nữa khớp nối

Ở đây ta chọn nối trục vòng đàn hồi nên lm12 = (1,4…2,5)d1

= (1,4…2,5)20 = 28…50Chọn lm12 = 50 mm

Chiều dài mayo bánh vít lm22 = (1,2…1,8)d2 = (1,2…1,8)30 = 36…54 Chọn lm22 = 42 mm

21

Trang 23

F a1 = F t2 = 2T 2 /d 2 = 2 89315,69/175 = 1020,75 N F t1 = F a2 = F a1 tg( + ) ≈ F a1 tg = 185,69 N

F r1 = F r2 = F a1 cos /cos( + )tg cos ≈ F a1 tg = 1020,75.tg20 = 351,52 N F x1 = (0,2…0,3).2.T 1 /D 0 = 0,2.2 6309,82 / 45 = 56,09 N = F k

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

Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

• Xét mặt phẳng yOz:

Y = 0 ⇔ F y12 + F y10 + F y11 = 0 (3)

22

Trang 24

(3) ⇔ F y10 = - F y12 - F y11 = -46,22 N Vậy F y11 , F y10 ngược chiều đã chọn

- Vẽ biểu đồ momen Mx và My trong các mặt phẳng zOy và zOx và vẽ biểu đồmomen xoắn T

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 trênchiều dài trục

23

Trang 26

Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

Trang 27

(3 ) ⇔ F y10 = F y12 + F y13 – F y11 = 351,52 + 2607,52 – 2056,09 = 902,95 N

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

M 13 = √ 132 + 132 = √554597,1252 + 143151,9752 = 572774,35 Nmm M td13 = √ 132 + 0,75 132

26

Trang 29

Lực từ xích tải tác dụng lên phương y được tính bằng công thức Frx = kx.Ft

Trong đó kx: hệ số kể đến trọng lượng xích, kx = 1,15 ( xích tải đặt ngang)

Ft: lực vòng Ft = 1000P/v = 1000.0,61/0,1 = 6100 N

= > Frx = 7015 NXác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

31 = 7164,11 108,5 = 3533,21 N

32 31 (1) ⇔ F x10 = F x13 - F x11 = 3630,9 N

32+ 31

28

Trang 30

= 1303,23 2 − 7015 325 − 2607,52 108,5 = -10493,9 N 220

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

29

Trang 31

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[ = 15 MPa

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

s j = s σj s τ] =j /√ σj2 + τ]j2≥ [s] (công thức 10.19 trang 195/[I])

S = 1,5 2,5

sσj, sτ] =j: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêngứng suất tiếp tại tiết điện j

Trang 32

−1 = 0,58 −1 = 0,58.261,6 = 151,73 MPa

σ aj , τ] aj , σ mj , τ] mj : biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng ứng suất tiếp tại tiết diện j

= σ maxj − σ

mỏi, tra theo bảng 10.7 trang 197/[I]

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:

31

Trang 33

Tiết diện Đường kính b h(mm) t1(mm) W(mm)3 W0(mm)3

Với b,h là kích thước tiết diện then (mm)

t1 là chiều sâu rãnh then trên trục (mm)

K σdj và K τ]dj : hệ số xác định theo công thức

K σdj = (K σ /ε σ + K x – 1)/K y

K τ]dj = (K /ε τ] + K x – 1)/K y

là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và

độ nhẵn bề mặt Tra bảng 10.8/197[I] ta chọn phương pháp tiện tại các tiết diện nguy

Với σb = 600(MPa) ta có Kx = 1,06

là hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt và cơ tính của vật liệu Ở đây không dung phương pháp tang bền bề mặt trục nên Ky = 1

Tra bảng 10.12/199 [I], dùng dao phay ngón để gia công rãnh then thì hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then K σ , K τ] = ứng với vật liệu đã chọn ta có: K σ = 1,76; K τ] = = 1,54

ε σ ; ε τ] = - Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, phụ thuộc vào vật liệu trục và đường kính trục Từ đường kính trục của các tiết diện

nguy hiểm, vật liệu của trục là thép cacbon, dựa vào bảng 10.10/198 [I] Và theo bảng

10.11/198 [I], ứng với các kiểu lắp đã chọn, = 600( ) với các đường kính của các tiết diện nguy hiểm ta tra được các tỉ số trên do lắp căng (lắp có độ dôi) tại các tiết diện này Ta

có bảng:

32

Trang 34

số liệu đã có ta tính được , theo công thức 10.25 và 10.26/197 [I].

Tiết diện Đường kính K / K /

Dựa vào các số liệu đã có và công thức 10.22, 10.23/196 [I] ta xác định được các hệ số

; và trong bảng như sau:

Trang 35

III3 526046,57 44027,24 94292,72 1397002,4 9,85 7,41

Theo các công thức 10.19,10.20 và 10.21, với các số liệu tính được ta có bảng

Tiết diện Đường kính

e Tính kiểm nghiệm độ bền của then

Then phải thỏa mãn điều kiền bền dập và điều kiện bền cắt (theo công thức 9.1 và 9.2 trang 173/[I]):

+) σ d : Ứng suất dập tính toán (MPa)

+) τ] = c : Ứng suát cắt tính toán (MPa)

+) d : đường kính trục (mm)

+) T : momen xoắn trên trục (Nmm)

+) b,h,t1 : kích thước (mm)

+) Đối với then bằng: l t = (0,8 0,9)lm

( lm là chiều dài mayơ)

34

Trang 36

+) [σ d ]: ứng suất dập cho phép Tra bảng 9.5 trang 178/[I], với vật liệu thép, va đập nhẹ ta chọn [σ d ] = 100( )

+) [τ] = c ]: ứng suất cắt cho phép (MPa),với then bằng, thép 45 khi chịu tải trọng tĩnh [τ] = c ] =

Trang 37

Dấu “ – “ chứng tỏ các phản lực này ngược với chiều của Fx12 và Fk vậy phản lực tổng trên 2 ổ

Trong khi đó theo dấu bài phản lực tại 2 gối đỡ khi tính trục là Ft10 =175,77

N, Ft11 = 313,72 N Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với

+ Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

- Theo bảng 11.4 trang 215/[I] , với ổ đũa côn, hệ sô thực nghiệm e là:

= 1,5.tg =1, 5.tg(11, 33 ) = 0,36

- Sơ đồ bố trí ổ:

36

Trang 38

a1 0

= Fβs11 − Fβat1 = 81,1 − 1020,75 = −939,65 (N)

= 14,63 (N)

- Xác định hệ số tải trọng hướng tâm X và hệ số tải trọng dọc trục Y theo bảng

(11.4) trang 215/[I], ta có:

Fβ a10

= 14,63 = 0,3 = e => { = 1

V.Fβr10 1.48,96

Trang 39

L = 60n10-6Lh = 60.1400.10-6.20000 = 1680 triệu vòng

10

= > C d = 1596,25 3 √1680 = 14814,73 N = 14,81 kN < C Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động.

- Khả năng tải tĩnh của ổ

+) Theo bảng (11.6) trang 221/[I], với ổ đũa côn ta có

38

Trang 40

Vì ∑Fβ a21 = 7274,27 > Fβ s21 = 553,4 nên Fβ a21 = ∑Fβ a21 = 7274,27 (N)

- Xác định hệ số tải trọng hướng tâm X và hệ số tải trọng dọc trục Y theo bảng

Trang 41

= > C d = 12458,18 3 √96,36 = 49048,26 N = 49,05 kN < C Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động.

- Khả năng tải tĩnh của ổ

+) Theo bảng (11.6) trang 221/[I], với ổ đũa côn ta có

0 =0,5 {

0 = 0,22.cotg = 0,22.cotg(12,00) = 1,035 Q t = X 0 Fβ r21 + Y 0 Fβ a21

= 0,5.2090,13 + 1,035.7274,27 = 8573,93 = 8,6 (kN) < C 0Vậy ổ đảm bảo khả năng tải tĩnh.

40

Trang 42

Ta chọn ổ đũa côn cho cả 2 gối do d30 = d31 mà Fr31>Fr30 nên ta dựa vào ổ 1 đểchọn kích thước ổ.

= 1,5.tg =1, 5.tg(11,67) = 0,31

- Sơ đồ bố trí ổ:

∑Fβ

a3 0

= Fβs31

+ Fβa4

= 2849,02 + 1303,23 = 4152,25 (N)

∑ Fβ a31 = Fβ s30 − Fβ a4

= 960,76 − 1303,23 = −342,47 (N)

41

Định dạng
Số trang	53
Dung lượng	1,67 MB