bản thuyết minh đồ án môn học chi tiết máy tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo

Phân phối tỷ số truyền: Theo yêu cầu về bôi trơn chỗ ăn khớp của các cặp bánh răng trong hộp giảm tốc.. Cụ thể là hai bánh răng lớn của hai cấp đều phải được bôi trơn, nhưng chú ý là bán

BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG TỜI KÉO

-Số liệu cho trước:

1.Lực kéo băng tải F = 8800 (N)

Công suất động cơ phải thoả mãn P đ/c > P y/c

Trong đó: Py/c là công suất yêu cầu của động cơ Py/c =P = td P ct 

Với *Pct Công suất trên trục công tác, theo CT(2.8)(2.10) và (2.11) (TL1) ta có

 



Tra bảng tr2.319TL1 ta có:

ηot hiệu suất của ổ trượt = 0,98 – 0,99 Chọn ηot = 0,98

ηol hiệu suất của ổ lăn = 0,99 – 0,995 ηol = 0,99

ηx hiệu suất của bộ truyền xích = 0,95 ηx = 0,95

ηbr hiệu suất của bánh răng trụ = 0,96 – 0,98 ηbr = 0,96

+, usbh: tỷ số truyền sơ bộ của hộp

Theo bảng2.4TL1, với truyền động bánh răng trụ hai cấp

usbh = (8 – 40) , chọn usbh = 10

=> usơ bộ = usbh usbng = 10.3 =30 (Vòng/phút)

=>nsb = 35,5.30 =1065(vòng/phút)

=>Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ thuộc dải 1000 (Vòng/phút)

Từ bảng 1-3[TL1] Chọn động cơ có ký hiệu : 4A132M6Y3

với các chỉ số như sau:

4A132M6Y3

Công suat P = 7,5 kW van toc quay: ndb = n =968(V/p) dc

b Phân phối tỷ số truyền:

Theo yêu cầu về bôi trơn chỗ ăn khớp của các cặp bánh răng trong hộp giảm tốc Cụ thể là hai bánh răng lớn của hai cấp đều phải được bôi trơn, nhưng chú ý là bánh răng lớn của cấp nhanh do tốc độ quay lớn hơn nên phải ngập trong dầu ít hơn tránh lãng phí do tổn thất khuấy dầu

Theo kinh nghiệm ta chọn

U1 = (1,2-1,3)U2 Với Uh = U1.U2 = 9,09

Do đó dựa vào đồ thị 3.18(Tl1) ta có thể phân phối sơ bộ tỷ số truyền như sau 1 3,42,6

Công suất Pi tính từ trục công tác về trục động cơ

Với hộp khai triển thường ta có :

'' 9,55.106 Pdc 9,55.106 68467,98 .

Mômen xoắn trên trục động cơ:

Bộ truyền làm việc 2 ca, tải trọng va đập êm, góc nghiêng đường nối tâm với bộtryền ngoài là 30o

1)Chọn loại xích :

Dựa vào yêu cầu của bộ truyền ngoài, tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, ta chọn dùng xích con lăn 1 dãy

2)Xác định thông số của bộ truyền xích :

a.Chọn số răng đĩa xích:

Với u = 3,08 , tra bảng 5.4(TL1)

chọn số răng đĩa xích nhỏ z1 = 25(răng)

=> z2 = u.z1 = 3,08.25 = 77(răng) chọn z2 =77(răng) < zmax =120(răng)

231,75 2 4.3,14 1270

z z z z p a

a- khoảng cách trục tính bằng m

Vậy hệ số an toàn

388,5.10 14,331,2.4234,5 1062,93 30,61

31,75 778,40( )sin

với ứng suất tiếp xúc cho phép H 600(MPa)

=> Đảm bảo độ bền cho răng đĩa 1

Tương tự với H2(Với kr = 0,24)

=> Đảm bảo độ bền cho răng đĩa 2

=> Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc

- Bánh lớn : Thép C45 tôi cải thiện :

Độ cứng bền :  2 = 750 MpaGiới hạn chảy : ch2 = 450 Mpa

 = 2.260 + 70 = 590 (Mpa)lim1

o F

 = 1,8.260 = 441 (Mpa)Bánh lớn :

lim2

o H

 = 2.230 + 70 = 530 (Mpa)lim 2

o F

i i i

T

n t T

T t t

Tương tự NHE1 > NHo1  KHL1 = 1

Theo công thức 6.1a [TL1] :

Xác định sơ bộ ứng suất :

  lim

H

S

i i i

T

n t T

c - Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay  c = 1

mF - Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn  mF = 6

i i

T t t

NFE1 > NFo  KFL1 = 1

Bộ truyền quay 1 chiều  KFC = 1

 Theo công thức 6.2a [TL1] :

.1

T KH u

Chọn sơ bộ góc nghiêng  = 10o  cos = 0,9848

 Theo công thức 6.31 [TL1] Số răng bánh nhỏ :

Ut = 99

29 = 3,41 Tính lại chính xác  :

.

H

T K u Z

* Z : Hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc

 = .sin 

.

ba a m

d n



m/sthay số :

v = 3,14.58,96.968

60000 = 2,99 (m/s)Với v = 3,42 m/s  dùng cấp chính xác 8 (Theo bảng 6.13 [TL1])

Ra = 2,5  1,25 m

Do đó :

ZR = 0,95Với đường kính da < 700 mm, hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh răng KxH =1

 Theo công thức 6.1 [TL1] và công thức 6.1a [TL1] :

 Thoả mãn điều kiện tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

KF : Hệ số tải trọng tính theo độ bền uốn

Y : Hệ số trùng khớp

Y : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

K  = 1,22Theo ct 6.47 [TL1] : Cường độ tải trọng động :

F

 = F.go.v

t

a u

YR : Hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng YR = 1

KxF = 1 (Hệ số ảnh hưởng kích thước bánh răng với da < 400 mm)

Do đó theo ct 6.2 [TL1] và ct 6.2a [TL1]

Ứng suất uốn cho phép :

F1  F1 .Y Y KR S xH = 252.1.1,032.1 = 260,064 (MPa)

F2  F2 .Y Y KR S xH = 236,5.1.1,032.1 = 244,068 (MPa)

MPa MPa

 Thoả mãn điều kiện bền uốn

e Kiểm nghiệm về quá tải :

 Thoả mãn điều kiện về quá tải

*Các thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ răng nghiêng:

da2 = 205,02

mmmmĐường kính đáy răng df df1 = 53,88

df2 = 196,02

mmmm

T K u

(uh , ucn tỷ số truyền của hộp và cấp nhanh)Suy ra :

b Xác định các thông số ăn khớp :

- Môđun :

m = (0,01 0,02) a2 = 1,9  3,8Theo quan điểm thống nhất trong thiết kế, chọn môđun tiêu chuẩn của bánh răng cấpchậm bằng môđun của cấp nhanh : vậy :

- Số răng bánh lớn :

z2 = u.z1 = 2,6.53 = 137,8Chọn z2 = 138 răng

   = 195

2 - 0,5.(53 + 138) = 2 Theo công thức (6.23) TL1

ky =

1 2

1000 1000.2

10, 47 ( ) (53 138)

y

z z   

Theo bảng (6.10a) TL1, tra nội suy ta dược kx = 0,77

=> Hệ số giảm đỉnh răng (theo công thức (6.24) TL1)

.

H

T K u Z



 =

1 2

1 1 1,88 3, 2 cos



 = 2,604 12.195

 = 108,22 mm

- Vận tốc vòng v :

Go = 73 (Hệ số kể đến sai lệch bước răng)

.

H

T K u Z

- Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cầngia công đạt độ nhám :

 Thoả mãn điều kiện tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

Theo ct 6.43 [TL1] ta có :

KF : Hệ số tải trọng tính theo độ bền uốn

YR : Hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng YR = 1

KxF = 1 (Hệ số ảnh hưởng kích thước bánh răng với da < 700 mm)

Do đó theo ct 6.2 [TL1] và ct 6.2a [TL1]

Ứng suất uốn cho phép :

F1  F1 .Y Y KR S xH = 252.1.1,03.1 = 259,56 (MPa)

F2  F2 .Y Y KR S xH = 236,6.1.1,03.1 = 243,698 (MPa)Thay F1,F2 vào công thức 6.43 [TL1] ta được :

 Thoả mãn điều kiện bền uốn

e Kiểm nghiệm về quá tải :

Hệ số quá tải :Kqt = max

 Thoả mãn điều kiện về quá tải

*Các thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ răng nghiêng:

d2 = 276

mmmmĐường kính đỉnh răng da da1 = 108,56

da2 = 279,467

mmmmĐường kính đáy răng df df1 = 101,56

df2 = 272,476

mmmm

IV THIẾT KẾ KẾT CẤU TRỤC

Sơ đồ dặt lực trong hộp giảm tốc

F t1 = F t2 =2.T d 1



=2.6708758,96 =2275,68(N) Lực hướng tâm F r1 =F r2 =F t1 o

20, 25 2275,68 826,64( )

o t

 

3 2

216687

47,67

0, 2 0, 2.10

T d



chọn sơ bộ d2 =50 (mm)

+) Trục 3

 

3 3

535498

64, 45

0, 2 0, 2.10

T d



chọn sơ bộ d3 =65 (mm

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

Theo bảng 10.2(TL1), từ các giá trị sơ bộ di , ta chọn được gần đúng chiều rộng ổ

lăn: b01 =21 b02 =27 b03 = 33 +) Chiều dài nửa khớp nối (trục vòng đàn hồi)

lm11 =(1,4 … 2,5)d1 =(1,4 … 2,5).30 =(42 … 75)

=> Chọn lm11 =50 (mm)

+) Theo công thức 10.10(Tl1), chiều dài mayơ của các bánh răng trụ

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

+) Chiều dài các đoạn trục lki của các trục :

Theo bảng 10.4(TL1) ta có các thong số của trục II:

Lực của khớp nối tác dụng lên trục, hướng theo phương x và tra bảng 16.10a(Tl1)

Áp dụng các hệ phương trình lực và mômen ta có:

*) 11 1 10

1 1 11 12 10 11

0(1) 0

0(3) 0

.( ) ( ) 9896,5.(217 150) 2275,68.(217 70)

4597, 2( ) 217

.cos 3602.150 4973,175.cos30 287

3206, 4( ) 217

x y

M d





Tra bảng 10.5 ta có   =63 (Mpa)

Đối với trục I:

38, 27( ) 0,1.63

Chọn d22=45(mm)Chọn d23 d22  45(mm)

Đối với trục III:



1 aj

Tra bảng 10.12 ta có K=1,54

Tra bảng 10.8 ta có K x

=1Tra bảng 10.9 ta có K  y 1,6

Tra bảng 10.10 ta có  =0,85

 11  

1 1 1,13 0,85 1,6

td

 11 151,728

11,15 1,13.12,04 0

Tra bảng 10.7 ta có   0,05

261, 6

2,58 1,17.86,7 0,05.0

j



1 22

2 3

1 22 1 22

o22

22

w

t

b d t d

Tra bảng 10.10 ta có  =0,77

 11  

1 1 1, 25 0,77 1, 6

7,12.5,7

4, 45 7,12 5,7

I)Chọn loại ổ lăn

Với hộp khai triển thường, chọn loại ổ lăn theo tải trọng tác dụng

Do không có lực dọc trục, nên chọn ổ bi đỡ đơn thuần

II)Tính toán chọn cỡ ổ lăn:

1,Theo khả năng tải động

Nhằm đề phòng khả năng tróc rỗ bề mặt khi làm việc, nên ta cần phải tính toán khả năngtải động trước khi chọn cỡ ổ lăn

Tải trọng động tính theo công thức:

1/

d

C Q L Q L.m  m

Với Q: là tải trọng động qui ước

L: là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

L=Lh 60 n.10-6 với Lh =20000(giờ)

m=3 bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn

+, Xét tải trọng động qui ước :

X, Y hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục

Tính toán cụ thể cho các ổ lăn trên các trục :

a)TrụcI:

Với đường kính đoạn lắp ổ lăn trục I là d =25(mm) , theo bảng P2.12(TL1), ta chọn loại ổ

bi đỡ một dãy cỡ trung hẹp có kí hiệu 305 với các thông số như sau:

0(1) 0

0(3) 0

C Q L. m  2006, 29.290, 4  13, 286(kN) C 17, 60(kN)=> Thoả mãn khả năng tải động

Kiểm tra lại theo khả năng tải tĩnh

Nhằm đề phòng biến dạng dư

Với ổ bi đỡ và ổ bi đỡ-chặn ta có công thức :

Q t X F0 rY F0 a

Trong đó : Qt là tải trọng tĩnh qui ước

X0, , Y0 là hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục

Với đường kính đoạn lắp ổ lăn trục II là d =40mm) , theo bảng P2.12(TL1), ta chọn loại ổ

bi đỡ một dãy cỡ trung hẹp có kí hiệu 308 với các thông số như sau:

=> Thoả mãn khả năng tải động

Kiểm tra lại theo khả năng tải tĩnh

Với đường kính đoạn lắp ổ lăn trục III là d =50mm) , theo bảng P2.7(TL1), ta chọn loại ổ

bi đỡ một dãy cỡ nhẹ có kí hiệu 211 với các thông số như sau:

1/ 1/ 3

d 1

C Q L. m 7219, 29.32,85  23,121(kN) C 34(kN)

=> Thoả mãn khả năng tải động

Kiểm tra lại theo khả năng tải tĩnh

Theo bảng 11.6(TL1) với ổ bi đỡ ta có X0 =0.6 ; Y0 =0,5

=> Q t X F0 r Y F0 a  0,6.5553,3 0,5.0 3331,98( ) 3,33(   N  kN) C0  25,6(kN)

Do Q t<F r nên ta chọn Q t=F r=5553,3(N)

=>Thoả mãn khả năng tải tĩnh

CẤU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC

vỏ hộp giảm tốc :

vật liệu để chế tạo vỏ hộp là gang xám GX15-32

phương pháp chế tạo là đúc.bề mặt lắp ghép của vỏ hộp thường đi qua tâm các trục.nhờ đóviệc lắp ghép các chi tiết sẽ thuận tiện hơn

các kích thước của các phần tử tạo nên hộp giảm tốc đúc được tính theo bảng 18.1

Tên gọi biểu thức tính toán kết quả

chiều dày : thân hộp, δ

d3 = 11,2÷12,6

=>d3= 12

d4 = 8,4÷9,8=>d4 = 10

d5 =7÷8,4=>d5 = 8Măt bích ghép lắp và thân:

Chiều dày bích thân

h = 12Mặt đế hộp:

Chiều dày: khi không có

S1 = 26÷30=> S1 = 30

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành

Vơi L chiều dài hộp

BÔI TRƠN TRONG HỘP GIẢM TỐC

Để giảm mất mát vì ma sát ,giảm mài mòn răng,đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Vì bộ truyền có vận tốc vòng V 12 m/s nên ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầuvới chiều sâu ngâm dầu bằng (0.75…2)*h ,với h : chiều cao răng nhưng không nhỏ hơn 10mm

lấy chiều sâu ngâm dầu bằng 61 bán kính bánh răng cấp nhanh,còn bánh răng cấp chậm khoảng 41 bán kính

lượng dầu bôi trơn thường lấy 0.4÷0.8 lít cho 1kW công suất truyền

đối với bánh răng nghiêng thì đặt vòi phun sao cho các tia dầu bắn theo chiều quay của bánh răng

đối với bánh răng thẳng thì ngược chiều quay

Vòi phun đặt trên chỗ ăn khớp

dầu bôi trơn hộp giảm tốc

dùng dầu công nghiệp để bôi trơn.và dùng dầu công nghiệp 45

Mét sè chi tiÕt kh¸c :

Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ

dầu vào hộp trên đỉnh hộp ta làm cửa thăm

Theo bảng 18.5

A=100 (mm) B =75 A1=150 B1 =100

C = 125 C1=// K=87 R=12 Vít M822 Z = 4

4./ Nút thông hơi

Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên ,để giảm áp suất và điều hoà

không khí bên trong và bên ngoài hộp ta làm nút thông hơi

B¶ng kª c¸c kiÓu l¾p, trÞ sè cña sai lÖch giíi h¹n vµ dung sai kiÓu l¾p

STT Kiểu lắp ghép Sai lệch Sai lệch

H k





7 45 6

H k

H k

D k

H d

290



 7

90 11

H d

340



 7

102 11

H d

D k





8 40 6

D k

8 50 6

D k



