Đồ án Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Nội dung ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN Bảng thông số đầu vào: Thiết kế hệ dẫn động xích tải Lực kéo xích tải: F = 3000 (N) Vận tốc xích tải: v = 1,4 (m/s) Số răng đĩa xích tải: Z = 10 (răng) Bước xích tải: p = 80 (mm) Thời gian phục vụ: Lh = 12000 (h) Số ca làm việc: soca = 2 (ca) Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài @ = 700 Đặc tính làm việc: va đập nhẹ. 1.1. Chọn động cơ điện 1.1.1 Công suất làm việc (KW) 1.1.2 Hiệu suất hệ dẫn động Trong đó tra bảng ta được: Hiệu suất bộ truyền bánh răng: = 0,97 Hiệu suất bộ truyền xích: = 0,92 Hiệu suất ổ lăn: = 0,99 Hiệu suất khớp nối: = 0,99 = 0,97.0,993.0,92.0.99= 0,857 1.1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ = 4,9 (KW) 1.14 Số vòng quay trên trục công tác (v/ph) 1.1.5 Chọn tỷ số truyền sơ bộ Theo bảng chọn sơ bộ: Tỷ số truyền bộ truyền xích: =2,5 Tỷ số truyền bộ truyền bánh răng = 4 = 2,5.4 = 1 1.1.6 Số vòng quay trên trục động cơ =105.10 = 1050 (v/ph) 1.1.7 Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ Chọn = 1000 (v/ph) 1.1.8 Chọn động cơ Tra bảng phụ lục tài liệu [1], chọn động cơ thoả mãn: Ta được động cơ với các thông số sau: Ký hiệu động cơ: 1.2. Phân phối tỷ số truyền Tỷ số truyền của hệ: = 9,143 Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc ubr= 4 Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài: = 2,28 Vậy ta có: 1.3. Tính các thông số trên trục Công suất trên trục công tác: Pct=Plv=4,2 (KW) Công suất trên trục II: = 4,611 (KW) Công suất trên trục I: = 4,802 (KW) Công suất trên trục động cơ: = 4,899(KW) Số vòng quay trên trục động cơ: ndc= 960 (v/ph) Số vòng quay trên trục I: = 960 (v/ph) Số vòng quay trên trục II: =240 (v/ph) Số vòng quay trên trục công tác: = 105.26 (v/ph) Môment xoắn trên trục động cơ: = 48734,84 (N.mm) Môment xoắn trên trục I: (N.mm) Môment xoắn trên trục II: (N.mm) Môment xoắn trên trục công tác: (N.mm) 1.4. Lập bảng thông số Thông số/ trục Động cơ I II Công tác ukn=1 ubr=4 ux=2,28 P(KW) 4,899 4,802 4,611 4,200 n(v/ph) 960 960 240 105,26 T(N.mm) 48735 47770 183480 381056 PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN 2.1. Tính toán thiết kế bộ truyền xích Thông số yêu cầu: P = PII = 4,611 (KW) T1 = TII = 183480 (N.mm) n1 = nII = 240 (v/ph) u = ux = 2,28 @ = 700 2.1.1 Chọn loại xích Do điều kiện làm việc chịu va đập nhẹ, vận tốc truyền thấp và hiệu suất của bộ truyền xích yêu cầu cao nên chọn loại xích ống con lăn. 2.1.2 Chọn số răng đĩa xích Z1 = 29 – 2u = 29 – 2.2,28= 24,44 Chọn Z1 = 25 Z2 = u.Z1 = 2,28.25 = 57 Chọn Z2 = 57 2.1.3 Xác định bước xích Bước xích p được tra bảng với điều kiện Pt ≤[P], trong đó: Pt – Công suất tính toán: Pt = P.k.kz.kn Ta có: Chọn bộ truyền xích thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số răng và vận tốc vòng đĩa xích nhỏ nhất là: Do vậy ta tính được: kz – Hệ số hở răng: kn – Hệ số vòng quay: k = k0kakđckbtkđ.kc trong đó: k0 – Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền: Tra bảng với @ = 700 ta được k0 = 1,25 ka – Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích: Chọn a = (30 ÷ 50)p => Tra bảng ta được ka = 1,0 kđc – Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích: Tra bảng => kđc = 1,1 kbt – Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn: Tra bảng , ta được kbt = 1,3 bộ truyền ngoài làm việc trong môi trường có bụi , chất lỏng bôi trơn đạt yêu cầu kđ – Hệ số tải trọng động: Tra bảng , ta được kđ = 1,2 đặc tính va đập nhẹ kc – Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền: Tra bảng với số ca làm việc là 2 ta được kc = 1,25 k = k0kakđckbtkđkc = 1,25.1,0.1,1.1,3.1,2.1,25 = 2,681 Công suất cần truyền P = 4.611 (KW) Do vậy ta có: Pt = P.k.kz.kn = 4,611.2,681.1,0.0,833 = 10,30 (KW) Tra bảngvới điều kiện ta được: Bước xích: p = 25,4 (mm) Đường kính chốt: dc = 7,95 (mm) Chiều dài ống: B = 22,61 (mm) Công suất cho phép: [P] = 11 (KW) 2.1.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích Chọn sơ bộ: a= 40.p = 40.25,4 = 1016 (mm) Số mắt xích: Chọn số mắt xích là chẵn: x = 122 Chiều dài xích L =x.p =122.25,4 = 3098,8 (mm). Để xích không quá căng cần giảm a một lượng: Do đó: Số lần va đập của xích i: Tra bảng với loại xích ống con lăn, bước xích p = 25,4 (mm) => Số lần va đập cho phép của xích: [i] = 30 2.1.5 Kiểm nghiệm xích về độ bền , với: Q – Tải trọng phá hỏng: Tra bảng với p = 25,4 (mm) ta được: Q = 56,7 (KN) Khối lượng 1m xích: q = 2,6 (kg). kđ – Hệ số tải trọng động: Do làm việc ở chế độ trung bình => kđ = 1,2 Ft – Lực vòng: Với: Fv – Lực căng do lực ly tâm sinh ra: F0 – Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra: , trong đó: kf – Hệ số phụ thuộc độ võng của xích: Do @ =700 => kf = 2 [s] – Hệ số an toàn cho phép: Tra bảng với p = 25,4 (mm); n1 = 240 (v/ph) ta được [s] = 9,3 Do vậy: 2.1.6 Xác định thông số của đĩa xích Đường kính vòng chia: Đường kính đỉnh răng: Bán kính đáy: với tra theo bảng ta được: 15,88(mm) Đường kính chân răng: Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc: , trong đó: Kđ – Hệ số tải trọng động: Theo như mục trên ta đã tra được Kđ = 1,2 A – Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng với p = 25,4 (mm); A = 180 (mm2) kr – Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích, tra bảng ở trang 87 tài liệu [1] theo số răng Z1 = 25 ta được kr = 0,48 kđ – Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các dãy (nếu sử dụng 1 dãy xích => kđ = 1) Fvđ – Lực va đập trên m dãy xích: E – Môđun đàn hồi: do E1 = E2 = 2,1.105 MPa : Cả hai đĩa xích cùng làm bằng thép. Do vậy: Tra bảng ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép 45, với các đặc tính tôi cải thiện, có 2.1.7 Xác định lực tác dụng lên trục trong đó: kx – Hệ số kể đến trọng lượng của xích: kx =1,05 vì @=700 >400. => 2.1.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích Thông số Ký hiệu Giá trị Loại xích ---- Xích ống con lăn Bước xích p 25,4 (mm) Số mắt xích x 122 Chiều dài xích L 3098,8 (mm) Khoảng cách trục a 1017,438 (mm) Số răng đĩa xích nhỏ Z1 25 Số răng đĩa xích lớn Z2 57 Vật liệu đĩa xích Thép 45 Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ d1 202,660 (mm) Đường kính vòng chia đĩa xích lớn d2 461,082 (mm) Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ da1 213,762 (mm) Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn da2 473,082 (mm) Bán kính đáy R 8,387 (mm) Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ df1 185,886 (mm) Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ df2 444,308 (mm) Lực tác dụng lên trục Fr 1906,118 (N) 2.2. Tính toánthiết kế bộ truyền trong ( bánh răng trụ) 2.2.1 thông số đầu vàoP1=PI=4,802(Kw)n1=nI=960(v/ph)u=uBR=4T1=TI=47770N.mmThờigianlàmviệc:12000 h 2.2.2 Chọn vật liệu bánh răng Tra bảng bảng/41 sách hướng dẫn thiết kế chi tiết máy ta chọn: Vật liêu bánh lớn Nhãn hiệu thép: 45 tôi cải thiện (giả thiết phôi từ 300÷500mm) Độ rắn: HB=192÷240. Ta chọn HB2=230 phôi rèn Giới hạn bền: σb2=750(N/mm2) Giới hạn chảy:σch2=450(N/mm2) Vật liêu bánh nhỏ Nhãn hiệu thép: 45 tôi cải thiện (giả thiết phôi dưới 100mm) Độ rắn: HB=241÷285. Ta chọn HB1=245 phôi rèn Giới hạn bền: σb1=850(N/mm2) Giới hạn chảy:σch1=580(N/mm2) 2.2.3 Xác định ứng suất cho phép ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép: Chọn sơ bộ SH, SF : hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng xuất uốn: tra bảng với: bánh răng chủ động:SH1=1,1 ;SF1=1,75 bánh răng bị động: SH2=1,1 ;SF2=1,75 ,: ứng suất tiếp xúc và ứng xuất uốn cho phép ứng vói số chu kỳ cơ sở: Bánh chủ động: Bánh bị động: ,: hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: , trong đó: mH=6,mF=6 bậc của đường cong mỏi khi khử về ứng suất tiếp xúc NH0,NF0: số chu kỳ thay đổi ứng suất khi khử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: NHE,NFE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh NHE1=NFE1=60c.n1.tΣ=60.1.960.12000=69,1.107 NHE2=NFE2=60c.n2.tΣ=60.1.240.12000=17,3.107 Ta có NHE1>NH01 lấy NHE1=NH01 NHE2>NH02 lấy NHE2=NH02 NFE1>NF01 lấy NFE1=NF01 NFE2>NF02 lấy NFE2=NF02 Do vậy ta có Do là bánh răng trụ răng nghiêng nên =495,454(MPa) Ứng suất cho phép khi quá tải: 2.2.4 Xác định sơ bộ khoảng cách trục Tra bảng với Ka=43 Mpa1/3 hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng T1= 47770 (N.mm) =495,454 (Mpa) u=4 Tra bảng ,HB<350 chọn được =0,4 =0,5.(u+1)=0,5.0,4.(4+1)=1 Tra bảng với =1 và sơ đồ 6 ta được: ==108,3 (mm) Lấy aw= 110 mm 2.2.5 Xác định thông số ăn khớp Môđun pháp: m=(0,01÷0,02)aw=(0,01÷0,02).110=1,1÷2,2 (mm) tra bảng chọn m=2(mm) Xác định số răng: Chọn sơ bộ góc nghiêng β=15ocosβ=0,965926 Ta có: Z1===21,3 chọn Z1=21 Z2=uZ1=4.21,3=85,2 chọn Z2=85 Tỷ số truyền thực tế : ut==4,05 Sai lệch tỷ số truyền : ∆u=ut-uu.100%=4,05-44.100%=1,25% thỏa mãn Xác định góc nghiêng của răng: Cosβ===0,964 =arccos(cos)=arccos(0,964)=15,42o Xác đinh góc ăn khớp : t=tw=arctg=arctgarctg0,378=20,7 o Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở =arctg=arctg(cos20,7 o.tg15,42)=14,47 o 2.2.6 Xác định các hệ số của một thông số động học: Tỷ số truyền thực : ut=4,05 Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng: Vận tốc vòng của bánh răng: =2,19(m/s) Tra bảng với bánh răng trụ răng nghiêng và v=2,19(m/s) được cấp chính xác của bộ truyền là :CCX=9 Tra phụ lục với CCX=9 HB<350 Răng nghiêng V=2,19(m/s) Từ thông tin trang 91,92 trong [1] ta chọn: = 1,250,63 HB<350 Chọn =1 Tra bảng Tra bảng với ta được Tra bảng phụ lục P2,3 trang 250 được 2.2.7 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng Kiềm nghiệm về ứng suất tiếp xúc =495,454.1=495,454 (Mpa) Tra bảng được =274 MPa1/3 == 1,71 ===1,69 ==0,4.110=44 (mm) Lấy bw = 44 (mm) ===1,86 Vì >1 =0,77 Tiến hành kiểm nghiệm với bề rộng răng bw = 44 mm Tải trọng khi tính về tiếp xúc: =1,13.1,05.1,03=1,22 Thay vào được: =472,74<σH=495,454 (MPa) Kiểm nghiệm về độ bền uốn: Hệ số tải trọng khi tính về uốn: =1,37.1,14.1,07=1,67 Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: ==0,57 =0,88 : phụ thuộc Số răng tương đương : Tra bảng chọn được: == 83,63<=252 ==<=236,57 (MPa) Kiểm nghiệm về quá tải: Hệ số quá tải: = 1,3 = 555,8 MPa =1624MPa 83,63.1,3= 108,72MPa =464MPa 75,27.1,3= 97,85 MPa =360Mpa Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện bền 2.2.8 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng Đường kính vòng chia Khoảng cách trục chia: =0,5=110(mm) Đường kính đỉnh răng: Đường kính đáy răng: Đường kính vòng cơ sở: Góc profin gốc 2.2.9 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng: Thông số Ký hiệu Giá trị Khoảng cách trục chia a 110 (mm) Khoảng cách trục aw 110(mm) Số răng Z1 21 Z2 85 Đường kính vòng chia d1 43,57(mm) d2 176,35(mm) Đường kính vòng lăn dw1 43,57(mm) dw2 176,35(mm) Đường kính đỉnh răng da1 47,57(mm) da2 180,35(mm) Đường kính cơ sở db1 40,94(mm) db2 165,71(mm) Hệ số dịch chỉnh x1 0 x2 0 Góc prôfin gốc α 200 Góc prôfin răng αt 20,70 Góc ăn khớp αtw 20,70 Hệ số trùng khớp ngang εα 1,77 Hệ số trùng khớp dọc εβ 1,86 Môđun pháp m 2 Góc nghiêng răng β 15,420 PHẦN 3: TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN 3.1. Tính toán khớp nối Thông số đầu vào: Mô men cần truyền: T = Tđc = 48735 (N.mm) Đường kính trục động cơ: dđc = 38 (mm) 3.1.1 Chọn khớp nối: Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục: Ta chọn khớp theo điều kiện: Trong đó: dt – Đường kính trục cần nối: dt = dđc =38 (mm) Tt – Mô men xoắn tính toán: Tt = k.T với: k – Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy. Tra bảng ta lấy k = 1,5 T – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục: T = Tđc = 48735(N.mm) Do vậy: Tt = k.T = 1,5.48735= 73102,5(N.mm) Tra bảng với điều kiện: Ta được các thông số khớp nối như sau: Tra bảng với: ta được: 3.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối a. Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi: , trong đó: - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su. Ta lấy ; Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vùng đàn hồi: b. Điều kiện bền của chốt: , trong đó: - Ứng suất cho phép của chốt. Ta lấy Do vậy ứng suất sinh ra trên chốt: 3.1.3 Lực tác dụng lên trục Ta có:; lấy trong đó: 4.1.4 Bảng thông số cơ bản của nối vòng trục đàn hồi: Thông số Ký hiệu Giá trị Môment xoắn lớn nhất có thể truyền được 250 (mm ) Đường kính lớn nhất có thể của trục nối 40 (mm) Số chốt Z 6 ( chốt ) Đường kính vòng tâm chốt D0 105 (mm) Chiều dài phần tử đàn hồi l3 30 (mm) Chiều dài đoạn công xôn của chốt l1 36 (mm) Đường kính của chốt đàn hồi d0 15 (mm) Chiều dài khớp nối L 175 (mm) 3.2. Tính sơ bộ trục: 3.2.1. Chọn vật liệu chế tạo trục: Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 tôi cải thiện có , ứng suất xoắn cho phép . 3.2.2. Xác định sơ bộ đường kính trục: Đường kính trục được xác định bằng mômen xoắn theo công thức sau : T – mômen xoắn [t] - ứng suất xoắn cho phép với vật liệu trục là thép [t] = 15...30MPa Trục I : d 25,2 lấy d = 25 mm Trục II : d = = 33,2 lấy d = 35 mm Theo bảng chọn chiều rộng ổ lăn : 3.2.3. Xác định lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục (kèm sơ đồ đặt lực chung Lực từ đĩa xích tác dụng lên trục : Fr = 1906,118 (N) Lực tác dụng lên bánh răng trụ răng nghiêng: N N N Lực từ khớp nối tác dụng lên trục : FKN =0,2.Ft Với Ft= N FKN =0,2.Ft= 0,2.928,3 = 185,7N 3.2.4. Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực Theo bảng (10.3_1/1) chọn : k1 = 8.15 là khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong của hộp k2= 5..15 là khoảng từ mút ô đến thành trong của vỏ hộp k3= 1020 là khoảng cách từ mặt mút chi tiết đến nắp ổ h= 1520 chiều cao nắp ổ và đầu bulong Trục I: chiều dài moay ơ nửa khớp nối(nối trục đàn hồi): (mm) chọn chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng nhỏ: (mm) chọn 0,5(45 + 17) + 10 + 15 = 56 mm 0,5(35+17)+10+10= 46 mm = 2.46 = 92 mm Trục II: chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng lớn: mm chọn 45 mm Chiều dài moay ơ đĩa xích: chọn 92 mm 0,5(45+21)+15+15= 63 mm 3.3. Tính, chọn đường kính các đoạn trục 3.3.1. Trục yêu cầu tính đầy đủ 3.3.1.1. Tính phản lực cho trục I : * Sơ đồ các lực tác dụng lên trục I * Xác định các lực tác dụng lên trục Các lực tác dụng lên trục I gồm có: + lực vòng : Ft1 = 2192,8 N + Lực hướng tâm : Fr1 = 859,5 N + lực dọc trục : Fa1 = 604,8 N + lực khớp nối : FKN = 185,7 (N) Xác định phản lực tại các gối đỡ Phương trình cân bằng : => Các lực Fx10, Fx11, Fy10, Fy11 cùng chiều giả thiết * xác định mô men tại các vị trí : Vị trí O: Vị trí 3: Vị trí 1: Vị trí 2: 3.3.1.2. Vẽ biểu đồ mô men Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu trục vào I 3.3.1.3. Tính mô men tương đương Momen tổng, momen uốn tương đương: Nmm Nmm Nmm Nmm Nmm 3.3.1.4. Tính đường kính các đoạn trục Tính đường kính trục tại các tiết diện j theo công thức : trong đó : = 50 MPa - ứng suất cho phép của thép 45 chế tạo trục, cho trong bảng 10.5 trang 195 d10 = 0 mm mm mm 3.3.1.5. Chọn đường kính các đoạn trục Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau : 25 mm 30 mm 20 mm 3.3.1.6. Chọn và kiểm nghiệm then +Xác định mối ghép then cho trục 1 lắp bánh răng, d13=30(mm), chọn then bằng tra bảng Ta có: Chiều rộng then:b=8(mm) Chiều cao then: h=7(mm). Chiều sâu rãnh then trên trục t1=4 (mm) Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2= 3,3 (mm) Chiều dài then: l=(0,8÷0,9).lm13= 28÷31,5 (mm) Chọn l= 28(mm) Khoảng cách từ chân răng đến rãnh then: X= Vậy tại vị trí này ta làm bánh răng liền trục +Xác định mối ghép then cho trục 1 lắp khớp nối: d12=20 Chọn then bằng tra bảng B[1] ta có: Chiều rộng then:b= 6 mm Chiều cao then : h= 6 mm Chiều sâu rãnh then trên tấm trục: t1= 3,5 (mm) Chiều dài then: l =(0,8÷0,9)lm12= (0,8÷0,9)45=36÷40,5 (mm) Chọn l =36 (mm) +Kiểm nghiệm then: Ứng suất dập: Với là ứng suất dập cho phép Tra bảng với dạng lắp cố định, vật liệu may ơ là thép va đập nhẹ,ta có =100Mpa. =100 Mpa Ứng suất cắt: Với là ứng suất cắt cho phép do va đập nhẹ gây nên: = (40÷60)MPa Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt. 3.3.1.7. Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện: Trong đó : - hệ số an toàn cho phép, thông thường = 1,5 2,5 (khi cần tăng độ cứng = 2,5 3, như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục) ssj và stj - hệ số an toàn chỉ xét đến riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp tại tiết diện j : Trong đó : và - giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng. Có thể lấy gần đúng ,,,là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j,do quay trục một chiều: với là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục. là hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ,tra bảng B với 600MPa,ta có: và - hệ số xác định theo công thức sau : trong đó : Kx - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt cho trong bảng 10.8 trang 197 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 ”, ta có Kx = 1 với , mài đạt Ra = 0,32÷0,16 Ky - hệ số tăng bề mặt trục, cho trong bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu. Ở đây ta không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó Ky = 1. và - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi và - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào các loại yếu tố gây tập trung ứng suất -kiểm nghiệm tại tiết diện ở ổ lăn: Tra bảngB với d0L= 25 mm Do tiết diện này lằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Chọn kiểu lỗ.Tra bẳng B nên ta có: Kiểm nghiệm tại tiết diện lắp bánh răng: Ta có: Tra bảngB với dbr= 30 mm Với d13=30 và đoạn trục này có rãnh then nên theo bảng và ta có : (dao phay ngón) Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi. 3.3.1.8. Chọn, kiểm nghiệm ổ lăn * Trục I có khớp nối nên ta đảo chiều khớp nối và tính lại phản lực tại các ổ: Xác định phản lực tại các gối đỡ Phương trình cân bằng : Ta thấy trường hợp Fkn cùng chiều với Ft1 có phản lực tại các ổ lớn hơn trường hợp ngược chiều, do vậy tính ổ lăn theo trường hợp Fkn và Ft1 cùng chiều. Tải trọng hướng tâm tác dụng lên hai ổ: => chọn ổ bi đỡ chặn Dựa vào phụ lục ta chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp Kí hiệu: 46305 Đường kính trong: d= 25 mm Đường kính ngoài: D= 62 mm Khả năng tải động: C= 21,1 kN Khả năng tải tĩnh: C0= 14,9kN Chiều rộng ổ lăn: B= 17mm tra bảng 11.4tr 215[1] => e = 0,35 1.Khả năng chịu tải động: Theo công thức: Trong đó: Q- là tải trọng động quy ước kN L- là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m- là bậc đường cong mỏi khi thử về ổ lăn.m=3 với ổ bi Ta có Tải trọng quy ước: Fr là tải trọng hướng tâm Fa: là tải trọng dọc trục V là hệ số ảnh hưởng đến vòng nào quay, khi vòng trong quay V=1 kt: là hệ số ảnh hưởng đến nhiệt độ,ở đây chọn kt =1 do t<1000C kđ: là hệ số ảnh hưởng đến đặc tính tải trọng .Theo bảng B,ta chọn kđ =1,1 (va đập nhẹ) X hệ số tải trọng hướng tâm Y hệ số tải trọng dọc trục Sơ đồ bố trí ổ Xác định lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra ở trên ổ lăn: Fs0 = e . Fr0 = 0,35 . 1138,1 = 398,3 (N) Fs1 = e . Fr1 = 0,35 . 1424,3 = 498,5 (N) Tổng ngoại lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn [1] và [0]: åFa0 = Fs1 + Fat = 398,3 + 604,8 = 1003,1 (N) åFa1 = Fs0 + Fat = 498,5 – 604,8 = -106,3 (N) Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 1 và 0: Fa0 = Max (åFa0 , Fs0 ) = 1003,1 (N) Fa1 = Max (åFa1 , Fs1 ) = 498,5 (N) Xét tỷ số kết hợp tra bảng B ta có: Fa0V .Fr0=1003,1 1 .1138,1=0,88>e=>X0=0,45Y0=1,55 Fa1V .Fr1=498,51 .1424.3=0,35=e=>X1=1Y1=0 Tải trọng động quy ước trên các ổ: Q0 = (X0 .V.Fr0 + Y0 .Fa0).kt .kđ = (0,45 . 1 . 1138,1+ 1,55 . 1003,1).1.1,1 = 2274 (N) Q1 = (X1.V.Fr1 + Y1.Fa1).kt.kd = (1. 1 . 1424,3 + 0 . 498,5).1.1,1 = 1567 (N) Tiến hành kiểm nghiệm với giá trị Q lớn hơn Q = max (Q0 , Q1) = 2274 (N) Khả năng tải động của ổ lăn: Thỏa mãn khả năng động 2.khả năng tải tĩnh: theo công thức: ta có:Qt≤C0 trong đó: Qt:tải trọng tĩnh quy ước kN Theo công thức Qt=X0.Fr+Y0.Fa Hoặc Qt=Fr X0,Y0: là hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục.Tra bảng B,ta được: Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ: Qt0 = X0 . Fr0 + Y0 . Fa0 = 0,5.1138,1+ 0,47 . 1003,1 = 1040,5(N) Hoặc Qt0= Fr0 = 1138,1(N) Lấy Qt0= 1138,1(N) Qt1 = X0 . Fr1 + Y0 . Fa1 = 0,5 . 1424,3 + 0,47 . 498,5 = 946,4 (N) Hoặc Qt1= Fr1 = 1424,3 (N) Lấy Qt1= 1424,3 (N) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ: Qt = max( Qt0 , Qt1) = 1424,3(N) Qt=1,42 kN < C0=14,9 kN thỏa mãn điều kiện bền Vậy ổ thỏa mãn điều kiện bền khi chịu tải trọng động và tải trọng tĩnh 3.3.2. Trục II không yêu cầu tính đầy đủ 3.3.2.1. Chọn đường kính các đoạn trục dựa vào các yếu tố công nghệ, lắp ráp ... d22=32 mm d20=d21=35 mm d23=40 mm 3.3.2.2. Chọn then +Xác định mối ghép then cho trục 2 lắp bánh răng ,d23= 40 (mm),chọn then bằng tra bảng Ta có: Chiều rộng then:b=12(mm) Chiều cao then:h=8(mm). Chiều sâu rãnh then trên trục t1=5 (mm) Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2= 3,3 (mm) Chiều dài then:l=(0,8÷0,9).lm23= (0,8÷0,9).45= 36÷40,5 (mm) Chọn l= 36(mm) +Xác định mối ghép then cho trục 2 lắp đĩa xích: d22=32 (mm) Chọn then bằng tra bảng B[1] ta có: Chiều rộng then:b= 10 mm Chiều cao then : h= 8 mm Chiều sâu rãnh then trên tấm trục: t1= 5 (mm) Chiều dài then: l =(0,8÷0,9)lm22=(0,8÷0,9).45= 36÷40,5(mm) Chọn l = 36 (mm) 3.3.2.3. Chọn ổ lăn Dựa vào phụ lục ta chọn ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ Kí hiệu: 36207 Đường kính trong:d= 35 mm Đường kính ngoài:D= 72 mm Khả năng tải động :C= 24 kN Khả năng tải tĩnh :C0= 18,1 kN Chiều rộng ổ lăn:B= 17mm 3.3.2.4. Vẽ kết cấu trục II Bảng thông số đường kính trục Tiết diện d10 d11 d12 d13 d20 d21 d22 d23 Đường kính 25 25 20 30 35 35 32 40 Bảng thông số then Tiết diện Đường kính Kích thước Chiều sâu Chiều dài (mm) b h t1 t2 1-2 20 6 6 3,5 2,8 36 2-2 32 10 8 5 3,3 36 2-3 40 12 8 5,5 3,3 36 Bảng thông số ổ lăn Ký hiệu ổ d D b r r1 C,kN Co,kN 46305 25 62 17 2 1 21,1 14,9 36207 35 72 17 2 1 24 18,1 Phần IV lựa chọn kết cấu 4.1. Tính, lựa chọn kết cấu cho các bộ phận, các chi tiết 4.1.1 thiết kế vỏ hộp Hộp giảm tốc để đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy,tiếp nhận tại trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến,đựng dầu bôi trơn bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bẩn Chi tiết cơ bản của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ Chọn vật liệu làm hộp giảm tốc là gang xám GX15-32 Chọn bề mặt ghép ráp và thân đi qua tâm trục song song với đáy 4.1.2 Các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc Tên gọi Biểu thức tính toán Chiều dày :thân hộp :Nắp hộp =0,03a+3=0,03.145+3=7,35 (mm) >6 chọn =8 (mm) =0,9=7,2 (mm) Chọn =8 (mm) Gân tăng cứng: chiều dày e : chiều cao h :độ dốc chọn e=8 h<58 chọn h=42 khoảng 2 đến 3 độ Đường kính Bu lông nền Bu lông cạnh Bu lông ghép bích nắp và thân Vít ghép nắp ổ Vít ghép nắp cứa thăm dầu >0,04a+10=15, 8chọn =M16 d2=(0,7÷0,8)d1=11,2÷12,8chọn =M12 Chọn =M10 Chọn =M8 Chọn =M6 Mặt bích ghép nắp và thân Chiều dày bích thân hộp S3 Chiều dày bích nắp hộp S4 Bề rộng bích nắp và thân K3 Chọn S3=15 Chọn S4=15 Kích thước gối trục Đường kính ngoài và tâm lỗ vít Bề rông mặt ghép bu lông cạnh ổ Tâm lô bu lông cạnh ổ: Chiều cao h Trục I: ,,Trục II: , , Trục I: Trục II: Mặt đế hộp: Chiều dày: khi không có phần lồi , Khi có phần lồi Bề rộng mặt đế hộp Chọn =25 (mm) xác định theo đường kính dao khoét Chọn S1=25 (mm) Chọn Khe hở giữa các chi tiết Giữa bánh răng với thành trong hộp: Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp: Chọn Chọn Số lượng bu lông nền Z L,B chiều dài ,chiều rộng hộp L = 430 mm B = 170 mm Chọn Z=4 4.2. Tính, lựa chọn bôi trơn: Bộ truyền bánh răng có vận tốc vòng nên ta chọn bôi trơn bằng cách ngâm trong dầu bằngbánh răng bị động trong hộp giảm tốc (mm) Do đáy hộp giảm tốc cách đỉnh răng bị động 1 khoảng 30 (mm) Vậy chiều cao lớp dầu là 54 (mm) Dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc:vận tốc vòng của bánh răng và thép C45 Độ nhớt của dầu là 50oc là tra bảng chọn được loại dầu ô tô máy kéo AK-15 4.3. Các kết cấu liên quan đến chế tạo vỏ hộp +Bu lông vòng hay bu lông móc Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc chọn bu lông móc Thông số d1 =45 mm , d2 = 25 mm, d3 = 10 mm, d4 =25 mm, d5 =15 mm, h = 22 mm, h1 = 8 mm , h2 = 6 mm, l 21 mm. + Chốt định vị Đảm bảo vị trì tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi nắp ghép,khi xiết bu lông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ Chọn chốt định vị là chốt côn +Cửa thăm Tra bảng chọn A=90 B=35 A1=120 B1=64 C=105 K=50 R=12 vít 6x22 số lượng 4 +nút thông hơi Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp ta dùng nút thông hơi nắp trên cửa thăm Tra bảng chọn A=M27x2, B=15, C=30, D=15, E=45, G=36, H=32, I=6, K=4, L=10, M=8, N=22, O=6, P=32, Q=18, R=36, S=32. +Nút tháo dầu: Sau thời gian làm việc dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn của biến chất cần phải thay dầu mới,để tháo dầu cũ ra thì đáy hộp có lỗ thoát dầu được bịt kín bằng nút tháo dầu Chọn nút tháo dầu tra bảng d=M20x2 b=15, m=9, f=3, L=28, c=2,5 q=17,8, D=30, S=22, Do=25,6 +Kiểm tra mức dầu : dùng que thăm dầu để kiểm tra mức dầu: +Các chi tiết liên quan khác Lót kín bộ phận ổ nhằm mục đích bảo vệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập vào ổ, đề phòng mỡ chảy ra ngoài. Vòng phớt được dùng để lót kín và là chi tiết được dùng khá rộng rãi do có kết cấu đơn giản, thay thế dễ dàng nhưng chóng mòn và ma sát lớn khi bề mặt có độ nhám cao. Ta chỉ cần chọn vòng phớt cho trục vào và ra và tra bảng 15-17 trang 50. d d1 d2 D a b S0 30 31 29 43 6 4,3 9 40 46 44 64 9 6,5 12 Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp thường dùng các vòng chắn mỡ (dầu). Kích thước vòng chắn mỡ (dầu) cho như hình vẽ trên. t = 2mm, a = 6mm 4.4 Dung sai lắp ghép + dung sai lắp ghép bánh răng Chịu va đập nhẹ không yêu cầu tháo nắp thường xuyên ta chọn kiểu lắp trung H7/k6 +dung sai lắp bạc lót trục Chọn kiểu lắp trung gian H7/h6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp +dung sai và lắp ghép ổ lăn Để các vòng ổ không trơn trượt trên bề mặt trục hoặc lỗ khi làm việc cần chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay Đối với các vòng không quay ta sử dụng kiểu lắp có độ dôi hở Chính vì vậy khi lắp ổ lăn lên trục ta chọn mối ghép k6,còn khi lắp ổ lăn vào vỏ thò ta chọn H7 +dung sai lắp ghép nắp ổ lăn Chọn kiểu lắp H7/d11 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp +dung sai khi lắp vòng chắn dầu Chọn kiểu lắp trung gian H7/h6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp +dung sai lắp then trên trục Theo chiều rộng chọn kiểu lắp trên trục là P9 trên bạc là D10 Bảng dung sai lắp ghép bánh răng : Mối lắp Sai lệch giới hạn trên Sai lệch giới hạn dưới ES es EI ei 25 18 0 2 Bảng dung sai lắp ghép bạc lót trục Mối lắp Sai lệch giới hạn trên Sai lệch giới hạn dưới ES es EI ei 21 0 0 -13 26 0 0 -16 Bảng dung sai lắp ghép ổ lăn: Mối lắp Sai lệch giới hạn trên Sai lệch giới hạn dưới ES es EI ei 0 15 0 2 0 18 0 2 30 0 0 0 30 0 0 0 Bảng dung sai lắp ghép nắp ổ lăn Mối lắp Sai lệch giới hạn trên Sai lệch giới hạn dưới ES es EI ei 30 -100 0 -290 30 -100 0 -290 Bảng dung sai lắp ghép vòng chắn dầu Mối lắp Sai lệch giới hạn trên Sai lệch giới hạn dưới ES es EI ei 21 0 0 -13 25 0 0 -16 Tài liệu tham khảo : 1. Thiết kế chi tiết máy [ Nguyễn Trọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm] 2. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (2 tập) [ Trịnh Chất – Lê Văn Uyển ] 3. Bài giảng và hương dẫn làm bài tập dung sai của Ninh Đức Tốn – ĐH Bách Khoa Hà Nội