thuyết minh đồ án chi tiết máy đề tài đề số 05 THIẾT kế hệ THỐNG dẫn ĐỘNG XÍCH tải phương án số 15

KHOA CƠ KHÍ - CÔNG NGHỆBỘ MÔN CÔNG NGHỆ KỸ THUẬT Ô TÔ Quyển thuyết minh đồ án chi tiết máy MÔN HỌC: ĐỐ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN THÌ KIỀU HẠNH SVTH: ĐOÀN DUY KHANG MSSV: 19154066 LỚP

KHOA CƠ KHÍ - CÔNG NGHỆ

BỘ MÔN CÔNG NGHỆ KỸ THUẬT Ô TÔ Quyển thuyết minh đồ án chi tiết máy

MÔN HỌC: ĐỐ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN THÌ KIỀU HẠNH SVTH: ĐOÀN DUY KHANG

MSSV: 19154066 LỚP: DH19OT

ĐỀ TÀI

Đề số 05: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

Phương án số: 15

2 Tính toán thiết kế chi tiết máy 6 2.1 Tính toán thiết kế chi tiết máy 6 2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng9

2.2.1 Cặp bánh răng trụ răng nghiên cấp chậm 9

2.2.2 Cặp bánh răng trụ răng nghiên cấp nhanh 17 2.3 Thiết kế trục 25

2.4 Lựa chọn ổ lăn 44 2.5 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc53 2.6 Thiết kế các chi tiết phụ56 2.7 Bảng dung sai lắp ghép 59 TÀI LIỆU THAM KHẢO 63

Vì động cơ làm việc với sơ đồ tải trọng thay đổi nên ta chọn động

cơ dựa trên công suất đẳng trị Công suất động cơ phải lớn hơn công suất cần thiết:

Pđc ≥ Pct; với: Pct = (P Ktđ ) ηct

= √ 1 2 20+ ¿¿¿ =0,681

- Hiệu suất chung:

ηch = ηbr1 ηbr2 ηol n ηđ = 0,97.0,97 0,99 3 0,95 = 0,867 ηbr1 = ηbr2 = 0,97: hiệu suất của bộ truyền bánh răng cấp nhanh và chậm ηol = 0,99: hiệu suất của các ổ lăn (4 cặp ổ lăn)

ηx = 0,95: hiệu suất của bộ truyền đai

n = 3

Ta chọn hiệu suất nối trục bằng 1.

Công suất cần thiết: Pct = (6,5.0,681) 0,867 =5,105 kw

Từ đây, cần phải chọn động cơ có công suất lớn hơn 5,105 kW.

(1)

- Tỉ số chuyền chung sơ bộ

Tỉ số truyền chung của hệ: uch = uhgt.uđ.

Theo bảng 2.2, chọn sơ bộ ux = 3; uhgt = 8 Do đó: uch = 24.

Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nđc = nct.uch = 45.24=1080 vòng/phút (2)

- Từ (1) và (2), theo bảng phụ lục ta chọn động cơ có thông số sau:

Tdn

-Tỉ số truyền thực sự lúc này là:

uch = nđc nlv = 1455 45 = 32.33

1.2 Phân phối tỉ số truyền

Chọn sơ bộ tỉ số truyền của hộp giảm tốc là: uhgt = 8 Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ đồng trục, tỉ số truyền cấp nhanh được lấy bằng cấp chậm:

u1 = u2 = √ 2 uhgt = √ 2 = 2,83

Tỉ số truyền cuối cùng của hộp giảm tốc: uhgt = 2,83 2 = 8,009 Sai số tỉ số truyền: Δ = ¿ 8−8,009∨ ¿ 8 ¿ = 0.11%

Tỉ số truyền bộ truyền đai: uđ = u gt ucℎ ℎ = 32.33 8.009 = 4,03 Mặc dù ta chọn động cơ bằng công suất đẳng trị nhưng khi tính toán cho bảng thông số kỹ thuật, ta lại dùng động cơ làm việc tối đa, ở đây là 6.5 kW.

PIII = ηbr1.ηol Pct 2 = 0,97.0,99 6,5 2 = 6,837

PII = P=3 ¿ ROMAN ηbr 2.ηol ¿ MERGEFORMAT III = 0,97.0,99 6,837 = 7,12

P I = P=2 ¿ ROMAN ηđ ηo l ¿ MERGEFORMAT II = 0,95.0,99 7,12 = 7,57

→ công suất làm việc trên trục I lớn hơn công suất định mức của động cơ không vượt quá 5% nên ta vẫn chọn động cơ điện 4A132S4Y3

- momen xoắn trên trục:

Tỷ số truyền: u = d1.(1− ε) d 2 = 180.(1− 0.01) 710 = 3,98 Sai lệch so với giá trị chọn trước 1,2%

5- Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức:

7- Số vòng chaỵ của đai trong một giây

i = v L = 13,7 3,15 = 4,35 [ i ] = 10 s − 1 , do đó điều kiện đã thỏa

8- Tính toán lại khoảng cách trục a: a = k+ √ k 2 −8 △ 2

Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép

9- Góc ôm đai bánh đai nhỏ

α 1 = 180 ˚ - 57 (d 2− d 1) a = 180 ˚ - 57 (710 −180) 833,8 = 143,8 = 2.5 rad 10: cách hệ số sữ dụng

- hệ số xét đến ảnh hướng góc ôm đai:

C α = 1,24.(1- e −α 1/110 ) = 0,9

- hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc:

Cv = 1- 0,05.(0,01 v 2 -1) = 1- 0,05.(0,01 13,7 2 -1) = 0,956

- hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai Cz, ta chọn sơ bộ bằng 0.95

√ 2500

2240 = 1,018

11 - theo sơ đồ hình 4.21c

Ta chọn [ P 0 ] = 4,5kw d = 180, L 0 = 2240mm, v = 13,7m/s và đai loại B

12- Số dây đai được xác định theo công thức :

Z ≥ [ P 0]Cα.Cu CL Cz Cr Cv P 1 = 4,5.0,91 1,14 1,018.0.95 0,85.0,956 7,5

≥ 2

ta chon Z = 2

13-Lực căng đai ban đầu:

F 0 = A σ 0 = zA 1 σ 0 = 2.138.1,5 = 414 N

- Lực căng mỗi dây đai:

F 0 2 = 207 N Lực vòng có ít: F t = 1000 P 1 v

1 = 1000.7,5 13,7 =547,4

- Lực vòng trên mỗi dây đai là: 273,7

14 - Giữa hệ số ma sát f , lực căng đai ban đầu F0 và ứng suất kéo cho phép [

σ 0 ] có sự quan hệ

- từ công thức : F 0 = Ft 2 e f α +1

e f α − 1

Từ đây suy ra: f ' = ¿ 1 α ln 2F 0− Ft 2 F 0+Ft = 0,64

Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trược trơn

f = f ' sin20 ˚ = 0,22 Góc chêm đai có giá trị tiêu chuẩn 40 độ.

- Lực tác dụng lên trục :

Fr = 2F 0 sin( α 1 2 ) = 2.414.sin( 143,8 2 ) = 787 N 15- Ứng suất lớn nhất trong dây đai :

Giá trị α max vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép

với [σ]k = 8 MPa đối với đai dẹt

[σ]k = 10 MPa đối với đai thang

16- Tuổi thọ đai xác định theo công thức:

L h = ¿¿ = ¿¿ = 1989,8 giờ Trong đó: σ r = 9mPa m = 8 Bảng tóm tắc các thông số

- L h là thời gian làm việc của hộp giảm tốc tính theo giờ (giờ).

- L là thời gian làm việc của hộp giảm tốc tính theo năm (năm).

- K ng là số ngày làm trong năm (ngày).

- t c là thời gian làm việc một ca (giờ).

- s c là số ca làm của hộp giảm tốc trong ngày (ca).

2.2.1.1 chon vật liệu:

Do không có yêu cầu đặt biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết

kế, ở đây chọn vật liệu 2 cặp bánh răng nhuư nhau.

Với vật liệu đã chọn như trên, ta chọn độ rắn HB 1 = 245, HB 2 = 230

2.2.1.2 xác định ứng suất cho phép.

- số chu kì tahy đổi ứng suất cơ sở

N HO1 = 30H B 1 2,4 = 30 245 2,4 = 1,63 10 7 (chu kì )

N HO2 = 30H B 2 2,4 = 30 230 2,4 = 1,40 10 7 (chu kì )

N FO1 = N FO2 = 5 10 6 (chu kì )

- số chu kì làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi

N HE1 = 60c ∑ ¿¿ N i t i = 60.1.127,56.20160.( 1 3 20

Suy ra K HL1 = K HL2 = K FL1 = K FL2

Ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định

Với thép 45 tôi cải thiên đạt độ rắn 180 350.

S H = 1,1 , S F = 1,75 [ σ H ] = σ oFlim.0,9 S

H K HL

[ σ H1 ] = 560.0,9 1,1 1 = 458,18 MPa [ σ H2 ] = 530.0,9 1,1 1 = 430,4 MPa Với bộ truyền bánh răng trụ nghiên Ứng suất tiếp xúc tính toán cho phép của bánh răng trụ răng nghiêng:

[σ H ] ≈ 0,45 ( [σ H 1 ]+[σ H 2 ] )

[σ H ] ≈ 0,45 ( [458,18]+[430,4] )

[σ H ] min ≤ [ σ H ] ≤ 1,25 [σ H ] min

Ứng suất tiếp xúc khi tính toán : 430,4

Ứng suất uốn cho phép

Ta có K Fc = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều ; S R =1,75 ) [ σ F ] = σ oFlim K FC

S F K FL

[ σ F 1 ] = 441.1 1 1,75 = 252 MPa

[ σ F2 ] = 414.1 1 1,75 = 236,57 MPa

aw 1 = 43 (2,83+1) 3

√ 533051 1,06

430,4 2 2,83.0,4 = 229 mm Theo tiêu chuẩn lấy : aw 1 = 250mm

- xác định thông số ăn khớp Môđun

m n = (0,01 ÷ 0,02).aw 1

= 2,5 ÷ 5 Tra bảng 6.8 chọn Môđun pháp tuyến theo tiêu chuẩn :

Z H = √ 2.cos(β b )

sin (2.α tw ) = √ 2.cos(11,81)

sin (2.20,45) = 1,73 -bánh răng nghiêng không dịch chuyển

α t = α tw = arctan ( tan α cosβ ) = arctan ( cos(12,58) tan 20 ) = 20,45

- β b góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

β b = cos α t tan β = cos(20,45) tan (12,58) = 11,81

S H

= 530 1.0,95.0,84.1 1,02 1,1 = 392,2 MPa Như vậy σ H ¿ [ σ H ] cập bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.2.1.7kiểm nghiệm răng và độ bền uốn:

Điều kiện bền uốn

2.2.2 Cặp bánh răng trụ răng nghiên cấp nhanh

* Số liệu đầu vào ta có P 1 = 7,57 kW; T 1 = 228777 Nmm; n 1 = 316 v/p; tỉ số truyền u 1 = 2,83.

Ta có thời gian làm việc được tính theo giờ của hộp giảm tốc:

L h = L.K ng t c sc = 7.180.2.8 = 20160 giờ Trong đó:

- L h là thời gian làm việc của hộp giảm tốc tính theo giờ (giờ).

- L là thời gian làm việc của hộp giảm tốc tính theo năm (năm).

- K ng là số ngày làm trong năm (ngày).

- t c là thời gian làm việc một ca (giờ).

- s c là số ca làm của hộp giảm tốc trong ngày (ca).

2.2.2.1 chon vật liệu:

Do không có yêu cầu đặt biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết

kế, ở đây chọn vật liệu 2 cặp bánh răng nhuư nhau.

Với vật liệu đã chọn như trên, ta chọn độ rắn HB 1 = 245, HB 2 = 230

2.2.2.2 xác định ứng suất cho phép.

- số chu kì tahy đổi ứng suất cơ sở

N HO 1 = 30H B 1 2,4 = 30 245 2,4 = 1,63 10 7 (chu kì )

N HO2 = 30H B 2 2,4 = 30 230 2,4 = 1,40 10 7 (chu kì )

N FO1 = N FO2 = 5 10 6 (chu kì )

- số chu kì làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi Trong đó c = 1 là số lần ăn khớp của răng

N HE1 = 60c ∑ ¿¿ N i t i = 60.1.316.20160.( 1 3 20

Ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định

Với thép 45 tôi cải thiên đạt độ rắn 180 350.

S H = 1,1 , S F = 1,75 [ σ H ] = σ oFlim.0,9 S

H K HL

[ σ H1 ] = 560.0,9 1,1 1 = 458,18 MPa [ σ H2 ] = 530.0,9 1,1 1 = 430,4 MPa Với bộ truyền bánh răng trụ nghiên Ứng suất tiếp xúc tính toán cho phép của bánh răng trụ răng nghiêng:

Ta có K Fc = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều ; S R =1,75 ) [ σ F ] = σ oFlim K FC

- xác định thông số ăn khớp Môđun

m n = (0,01 ÷ 0,02).aw 1

= 2,5 ÷ 5 Tra bảng 6.8 chọn Môđun pháp tuyến theo tiêu chuẩn :

- Đường kính vòng đáy:

Bánh dẫn: d f 1 = d 1 - 2m n = 123,14 mm Bánh bị dẫn: d f 2 = d 2 - 2m n = 360.86 mm

- Đường kính vành răng Bánh dẫn: b 1 = b 2 +6 = 84,75 mm Bánh bị dẫn: b 2 = ᴪ ba aw 1 = 0.315.250 = 78,75 mm

2.2.2.5 xác định giá trị các lực tác dụng lên bô truyền

- Lực vòng

F t 1 = F t 2 = 2.T 1 cosβ m

n Z 1 = 2 228777 cos12,58 4.32 = 3488,8 N Lực hướng tâm:

Z M = 274 MPa 1/3 hệ số kể đến cơ số vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Z H : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Z H = √ 2.cos(β b )

sin (2.α tw ) = √ 2.cos(11,81)

sin (2.20,45) = 1,73 -bánh răng nghiêng không dịch chuyển

α t = α tw = arctan ( tan α cosβ ) = arctan ( cos(12,58) tan 20 ) = 20,45

- β b góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

β b = cos α t tan β = cos(20,45) tan (12,58) = 11,81

S H

= 530 1.0,95.0,92 1.1,02 1,1 = 421,5 MPa Như vậy σ H ¿ [ σ H ] cập bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.2.2.7 kiểm nghiệm răng và độ bền uốn:

Điều kiện bền uốn

β = 12,58 → y β = 1- ε β β

120 = 0,86 Với m n = 4, Y S = 1,08 - 0,0695ln(4) = 0,98 , Y R = 1 ,

F t 1 = F t 2 = 2.T 1 cosβ m

n Z 1 = 2 228777 cos12,58 4.32 = 3488,8 N Lực hướng tâm:

F r 3 = F r 4 = F t 3 tan (α ¿¿ nw)

cosβ ¿ = 8128,9 tan(20) cos12,58 = 3031,5 N

- Lực dọc trục:

F a3 = F a4 = F t 3 tan β = 8128,9 tan(12,58) = 1814 N Phân tích lực trên các bánh răng

Vật liệu chế tạo trục là thép c45 tôi cải thiện Giới hạn bền σ b = 850 Mpa

Ứng suất xoắn cho phép:

[τ] = 20 ÷ 25 MPa đối với trục vào, ra [τ] =10 ÷ 15 MPa đối với trục trung gian Xác đinh sơ bộ đường kính trục theo công thức sau:

d ≥ 3

√ T 1 0,2[τ ] = 3

√ 228777

0,2.20 = 38,5 mm Chọn sơ bộ đường kính các đoạn trục : Tại vị trí bánh đai d 0 = 40 mm

Tại vị trí ổ lăn d = 45 mm Tại vị trí bánh răng d 1 = 50 mm

Xác đinh khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực

d = 45 mm → b 0 = 23 mm

- k1 = 15 mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quây đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quây

- k2 = 10 mm: khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

- k3 = 20 mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quây đến nấp ổ

- hn = 20 mm: chiều cao nắp ổ và đầu bulong Chiều dài mayo bánh răng

l 11 = 2.l 13 = 143 mm

Sơ đồ tính khoảng cách trục I

Suy ra Ma1 = Fa1 d1 2 = 778,6 131,14 2 = 51052,8 Nmm

AC = 71.5 mm CB = 71.5 mm BD= 79 mm

Kết quả tính từ MDsolids ta có:

R AX = 728,26 N ( R AX hướng lên) R BX = 214,26 N ( R BX hướng xuống)

R AY = 1744,40 N ( R AY hướng xuống) R BY = 1744,40 N ( R BY hướng xuống)

1 tính đường kính tại các đoạn trục

Vậy tiết diện nguy hiểm nhất tại C

T = 228777 Nmm Vây M = √ M X 2 +M Y 2 = √ ¿¿

= 161835.45 Nmm

M td = √ M 2 +0,75T 2 = √ (161835.45) 2 +0,75(228777) 2

= 2255822 Nmm Vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện Giới hạn bền σ b = 850 Mpa tra bảng 10.5 lấy [ σ ] = 55 MPa

dc ≥ 3

√ M td 0,1[σ ] = 3

√ 2255822

0,1 55 = 35,96 mm Theo tiêu chuẩn và để phù hợp với kết cấu bánh răng ta chọn

dc = 40 mm Tại B:

M td = √ M 2 +0,75T 2 = 207652,76 Nmm

d B ≥ 3

√ M td

0,1[σ] = 33,55 mm Theo tiêu chuẩn và để phù hợp với kết cấu ổ lăn ta chọn

da = d B = 35mm Tại D

M td = √ M X 2 +M Y 2 +0,75T 2 = 198126,69 Nmm

d D ≥ 3

√ M td 0,1[σ] = 33 mm chon d D = 34 mm

2 kiểm nghiệm then

Kiểm nghiệm điều kiện bền đập và bền cắt đối với then bằng:

với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiết hành kiểm nghiệm mối ghép

độ bền đập và độ bền cắt theo công thức sau:

σ d = d.<(ℎ−t 1) 2T ≤ [ σ d ]

τ c = d.<.b 2T ≤ [ τ c ]

Tải chiệu va đập nhe nên [ σ d ] = 100 MPa [ τ c ] = (20 ÷ 30MPa) Bảng kiểm nghiện then

Đường kính (mm)

dài then

1 (mm)

Chiều dài làm việc của then l t

(mm)

Mômen T (Nmm)

3 kiểm nghiệm theo hệ số an toàn:

- Vật liệu trục thép C45 tôi cải thiện σ b = 850 MPa Với σ -1 = 0,436σ b = 370,6 MPa; τ -1 = 0,58σ -1 = 189,66 MPa

- Hệ số xét đến ảnh hưởng tập trung

Ta dùng dao phây ngó để gia công rãnh then nên từ bảng 10.12 ta có:

K σ = 2,01

K τ = 1,88

- hệ số tăng bề mặt β = 1,7 tra bảng 10.4 với trường hợp phu bi

- hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình :

ᴪ σ = 0,1, ᴪ τ = 0,05

Trong đó ε σ , ε τ là hệ số kích thước tra bảng 10.4

σ a , τ a là biên độ của ứng suất tính theo

Do trục quây nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng

σ a = σ max = W M = 158209,19 5364,44 = 29,49 , σ m = 0 Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động khi trục quây 1 chiều

Khi đó hệ số an toàn kiểm nghiệm cho trục là :

S = √ Sσ Sσ Sτ 2 +Sτ 2 = √ (8,93) 8,93.14,91 2 +(14,91) 2 = 7,66 ¿ [s] = 1,5 Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn cho thấy các đoạn trục đều thỏa nãm hệ số

an toàn kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi, ngoài ra trục còn đảm bảo độ cứng.

Trục II

T = 533051 Nmm [τ] = 15 MPa

d ≥ 3

√ T 1 0,2[τ ] = 3

√ 533051

0,2.15 = 56,22 mm Chọn sơ bộ đường kính các đoạn trục : Tại vị trí ổ lăn d = 60 mm

Tại bánh răng 2: d2 = 65 mm Tại bánh răng 3: d3 = 65 mm

Xác đinh khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực

d = 60 mm → b 0 = 31 mm

- k1 = 15 mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quây đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quây

- k2 = 10 mm: khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

- k3 = 20 mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quây đến nấp ổ

- hn = 20 mm: chiều cao nắp ổ và đầu bulong Chiều dài mayo bánh răng

Sơ đồ tính khoảng cách truc II

Suy ra Ma 2 = Fa 2 d 4

2 = 778,6 368,86 2 = 143597,2 Nmm Suy ra Ma 3 = Fa 3 d 4

2 = 1814 131,14 2 = 118943,9 Nmm

AC = 99,5 mm CD = 208,5 mm DB = 80,5mm

Kết quả tính từ MDsolids ta có:

R AX = 2585,88 N ( R AX hướng xuống) R BX = 1746,62 N ( R BX hướng xuống)

R AY = 5324,96 N ( R AY hướng xuống) R BY = 684,86 N ( R BY hướng lên)

1 tính đường kính tại các đoạn trục

Vậy tiết diện nguy hiểm nhất tại C

T = 533051 Nmm Vây M = √ M X 2 +M Y 2 = √ ¿¿

= 649829,99 Nmm

M td = √ M 2 +0,75T 2 = √ (649829,99) 2 +0,75(533051) 2

= 797111,37 Nmm Vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện Giới hạn bền σ b = 850 Mpa tra bảng 10.5 lấy [ σ ] = 50MPa

dc ≥ 3

√ M td 0,1[σ ] = 3

√ 797111,37

0,1.50 = 54,2mm Theo tiêu chuẩn và để phù hợp với kết cấu bánh răng ta chọn dc = d D = 60 mm Tại A