Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Đồ án chi tiết máy khai triển trụ 2 cấp gồm file thuyết minh(chương 1 chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền, chương 2 tính toán bộ truyền ngoài, chương 3 tính toán bộ truyền bánh răng, chương 4 tính toán và thiết kế trục, chương 5 chọn ổ lăn và khớp nối, chương 6 chọn dung sai và các chi tiết khác, và các bản vẽ lắp A0, bản vẽ chi tiết A3 các bản vẽ đều là file cad

MỤC LỤC

I Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền Trang

Chọn động cơ 1

1 Phân phối tỉ số truyền

2 Tính toán các thong số động học 2

II Thiết kế bộ truyền đai 1 Chọn đai 3

2 Xác định các thông số của bộ truyền 5

3 Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai 5

4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 5

III Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc 1 Tính toán bộ truyền cấp nhanh 7

a Chọn vật liệu b Xác định các ứng suất cho phép 7

c Xác định các thông số của bộ truyền 7

d Kiểm nghiệm độ bền 8

e Xác định các thông số của bộ truyền 11

2 Tính toán bộ truyền cấp chậm a Chọn vật liệu 11

b Xác định các ứng suất cho phép 13

c Xác định các thông số của bộ truyền 14

d Kiểm nghiệm độ bền 15

e Xác định các thông số của bộ truyền 17

IV Thiết kế trục 1 Xác định sơ đồ đặt lực 17

2 Chọn vật liệu 17

3 Xác định sơ bộ đường kính trục 17

4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 17 4.1 Tính sơ bộ chiều rộng ổ lăn 17

4.2 Xác định chiều dài mây ơ 18

4.3 Khoảng cách các gối đỡ 18

5 Xác định các phản lực các gối đỡ 19

6 Kiểm nghiệm về độ bền mỏi 22

7 Chọn then 25

V Tính toán thiết kế ổ lăn 1 Chọn ổ lăn với trục 1 26

2 Chọn ổ lăn với trục2 28

3 Chọn ổ lăn với trục 3 30

VI Chọn vỏ hộp 1 Chọn bề mặt lắp ghép nắp và thân 32

2 Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp 32

3 Một số kết cấu khác lien quan tới vỏ hộp 32

a Vòng móc 32

b Chốt định vị 32

c Cửa thăm 33

d Nút tháo dầu 33

e Que thăm dầu 33

f Vòng phớt 34

B1 chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

1.1chọn loại động cơ điện

để chọn động cơ, cần tính công suất cần thiết gọi :

P là công suất trên băng tải

Pct công suất cần thiết

η là hiệu suất chung

Pct=

1000

57 , 0

* 8500

=4,845 (KW)

vậy : Pyc=Ptd=Pct*β⁄η

với : Pct=

1000

*V

P

//công suất trên trục công tác

η = ηd *η²br *η4

olηk.

trong đó :

ηd = 0.95; -hiệu suất bộ truyền đai

ηbr=0.97;- hiệu suất bộ truyền bánh răng

ηol =0.995;- hiệu suất của một cặp ổ lăn

ηk =1 ;- hiệu suất của khớp nối

η = 0.95*0.972*0.9954*1 =0.876~0.88

β →hệ số tải trọng tương đương

với:

β= ∑











n i

i tck

t P

Pi

1

* 1

=

tck

t T

T tck

t T

* 1

2 1

* 1

1











 +











2

1

* 8 0 1

* 2

1 2 + 2 = 0.9

vậy lấy : β= 0.9

• công suất theo yêu cầu là:

• Pyc= η

β

* 1

P

=

88 0

9 0

* 845 4

π = 3 14 * 320

57 0

* 6000

c) theo bảng P13,phụ lục với Py/c = 5(Kw) Và ndb = 1500

chọn loại động cơ là: 4A112M4Y3

2).Phân phối tỉ số truyền

a).Xác định tỉ số truyền chung

n

= 34

u

=15 3

4 2

1

u u

vậy u1= 4 (tỉ số truyền cấp nhanh)

u2 = 3.33 (tỉ số truyền cấp chậm)

3) Tính toán các thông số động học:

-dựa vào công suất công tác Pct và sơ đồ hệ dẫn động ,có thể tính được trị số của công suất ,mô men và số vòng quay trên các trục ,phục vụ cho các bước tính toán thiết

kế các bộ truyền trục và ổ

với sơ dồ hệ dẫn động đã cho ta có:

P3=

k ol

845 4

=4.87 (KW)

P2 =

br ol

* 995 0

87 4

= 5 (KW)

P1 =

br ol

* 995 0

5

=5.2(KW)

Pdc =

k ol

2

P

* 10

4 452

2

T2 = 9.55*106* 422192 8

1 113

T3 = 9.55*106* 1369508 25

96 33

87

Tdc = 9.55*106* 35519 3

1425

3

Trong các số liệu trên ta có :

Pct – công suất trên trục công tác

ud- tỉ số truyền trên bộ truyền đai

u1,u2 - tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm trong hộp giảm tốc hai cấp

ηd ,ηol ,ηbr -lần lượt là hiệu suất của bộ truyền dai, một cặp ổ lăn và bộ truyền bánh răng

Tra theo bảng 2.3 ( tính toán thiết kế hệ dẫn động tập 1)

kết quả tính toán ghi dưới bảng sau:

II THIếT Kế Bộ TRUYềN ĐAI

Thiết kế bộ truyền đai thang:

Ta có Pdc = 5.3 (kw), ndc= 1425 (vg/ph),u = 3.15

vật liệu làm đai : là đai sợi tổng hợp

1 theo hình 4.1 chọn tiết diện Б

2. theo bảng 4.13 chọn đường kính bánh đai nhỏ : d1 = 160 (mm)

vận tốc đai v = π*d1*ndc/(60*1000) = 12

1000

* 60

1425

* 160

* 14

theo bảng (4.26) chọn đường kính tiêu chuẩn là: d2 = 500 (mm)

như vậy tỉ số truyền thực tế là:

) 02 0 1 (

* 160

500 )

1 (

1

2 −d = − =

d

C C C C P

k P

* 14 1 975 0

* 88 0

* 38 3

7 1 3

- đường kính ngoài của bánh đai là :theo công thức (4.18)

da = d + 2*ho =160 + 2*4.2 = 168.4 (mm) //với ho tra trong bảng (4.21)

4.tính các lực căng ban đầu và các lực tác dụng nên trục:

-theo công thức (4.19),F o = 780*( ) ν

α

F z C v

* 12

7 1

* 3 5

N

= +

+theo (4.21)lực tác dụng nên trục

Fr = 2*Fo*z*sin(

2 1

α ) = 2*247.47*3*sin(

2

137) =1381.5 (N) vậy Fr = 1381.5 (N)

vậy ta có kết quả sau:

chiều rộng đai B = 63(mm)

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

4.TÍNH TOÁN CẤP NHANH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NGHIÊNG

do không yêu cầu đặc biệt ,và theo quan điểm thông nhất hoá trong thiết kế ,

ở đây chọn vật liệu bánh răng như sau :

tương tự ta cũng có NHE1> NHO1 do đó kHL1 = 1

như vậy theo (6.1a),sơ bộ xác định được

[бH ] = бo

Hlim*kHL/sh

[ ]H 409MPa

1 1

1

* 450

1 = =

σ

[ H ] 390MPa

1 1

1

* 430

ứng suất quá tải cho phép : theo (6.13)

đối với bánh răng thường hoá,

[бH2]max = 2.8*бch2 = 2.8*340 = 952 MPa //của bánh lớn

[бH1 ]max = 2.8*бch1 = 2.8*340 =952 Mpa //của bánh nhỏ

ứng suất uốn cho phép khi quá tải (theo công thức 6.14)

H u

K T

Ψ σ

* 4

* ) 390 (

12 1 109770 3

* 5 2

9848 0

* 190

2 = =

u u

theo công thức 6.32 ta có

cos(β) =

1

2 1

* 2

) (

*

w a

z z

190

* 2

) 30 120 (

* 5 2

= +

β = 9o18’

d.kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau :Theo công thức (6.33)

бH = zm*zH*zε 2* * ( 1)( * 1* 2 1 )

1 1

w w

H

d u b u

với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh

αtw= αt=arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg(20o)/cos(9o18’) )= 20o14’

* 2 sin(

43 8 cos

* 2 )

theo (6.37) ta có :

5 2

* 14 3

18 9 sin

* 3 0

* 190

đường kính vòng lăn bánh nhỏ :

) 1 4 (

190

* 2 ) 1 (

*

mm u

60000

4 452

* 76

* 14 3 60000

*

* 1 1

s m n

d w

=

= π

* 73

* 002 0 1

u

a w

Trong đó

δH hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

tra theo bảng 6.15 có giá trị 0.002

go hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2

tra theo bảng 6.16 có giá trị 73

theo công thức (6.41)

13 1

* 12 1

* 109770

* 2

76

* 3 0

* 190

* 81 1 1

α β

ν

H H

w w H

K K T

d b

* 57

5

* 303 1

* 109770

* 2 761 0

* 74 1

* 225 )

*

* (

) 1 (

*

*

* 2

2 2

1 1

1

d u b

u K T

w w

xác định chính xác ứng suất tiếp súc cho phép

theo công thức (6.1) và (6.1a) với v= 1.4016 (m/s) < 5 (m/s)

Như vậy бH ≤ [бH] thoả mãn điều kiện độ bền tiếp xúc

e.kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

theo (6.43)

бF1=2*T *b K F*d*Y **m Y *Y

W1

¦ W

ν

F F

w w F

k k T

d b

1( kFv hệ số kể đến ảnh hưởng tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn )

kFv = 1+

37 1

* 32 1

* 109770

*

2

76

* 57

* 43 5

số răng tương đương

zv1 = z1(cos β ) 3 = 30( 0 987 ) 3 = 30.8

zv1 =30

zv2 = ( )3

2 cos β

Do đó theo (6.2)và (6.2a)

[бF1]’ = [бF1]*YR*YS*kxF =195.4*1*1.01632*1 = 198.6 MPa

Tương ta cũng tính đươc

[бF2 ]’ = 184.05 MPa

Thay các giá trị vừa tinh được vào công thức

бF1 (b d m)

Y Y Y K T

w w

F

*

*

*

*

*

*

*

2

1

F1

1 ε β

5 2

* 76

* 57

06 4

* 951 0

* 58 0

* 915 1

* 109770

* 2

= 89.9 MPa vậy бF1 ≤ [бF1] thoả mãn

бF2 = F Y 77 08MPa

06 4

6 3

* 9 89 Y

*

F1

F2

σ

vậy бF2 ≤[ ]σF2 thoả mãn

f.kiểm nghiệm răng về quá tải

theo (6.48) với kqt =

T

Tmax

= 1.5

бH1max = бH* k qt = 470.63* 1 5 = 576.4 MPa ≤ 1260MPa= [бHmax]

theo (6.49)

бF1max = бF1*kqt = 137.25 *1.5 = 205.875 MPa

бF2max = бF2 * kqt = 121.7*1.5 = 182.55 MPa

g.các thông số và kích thước bộ truyền

khoảng cách trục aw1 = 190 mm

môđun pháp m = 2.5 mm

chiều rộng vành răng bw = 57 mm

tỉ số truyền um = 4

góc nghiêng của răng β = 9o18’ số răng của bánh răng z1 = 30

z2 = 120

hệ số dịch chỉnh x1 = 0

x2 = 0

theo các công thức trong bảng 6.11 ta có đường kính vòng chia : d1 = m z 76mm 987 0 30 * 5 2 cos * 1 = = β

d2 = m z 304mm

987 0

120

* 5 2 cos

* 2

=

= β

đường kính đỉnh răng da1 = d1 +2*m =76+2*2.5 =81 mm

da2 = d2 + 2*m =304+2*2.5 = 309 mm

đường kính đáy răng df1 = d1- 2.5*m = 76 – 2.5*2.5 = 69.75 mm

df2 = d2 – 2.5*m = 304 – 2.5*2.5 = 297.75 mm

5.TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM

Do không có yều cầu đặc biệt ta chọn vật liệu cho 2 bánhrăng nh sau:

Bánh nhỏ: thép 40X Tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt280HB có σ3 = 950MPa, σch3 = 700MPa

Bánh lớn: thép 40X tôi cải thiên đạt độ rắn bề mặt 270HB

có σb4 = 950MPa, σch4 = 700MPa

a.Xác định ứng suất cho phép.

Theo bảng 6.2[1] với thép 40X tôi cải thiện đạt độ rắn từ260HB 280HB

σHlim0= 2HB+70; SH=1,1; σ0

Flim=1,8HB; SF=1,75 ⇒σ0

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:

H u

K T

Ψ σ

* 33 3

* 5 515

13 1 8 422192

= 260.58 mmvậy lấy aw2 = 260 mm

* 4 2

) (

* z1+z2 = + =

m

lấy aw2 = 260

cuối cùng tính góc ăn khớp theo 6.27

cosαtw = zt*m*cosα/(2*aw2) = (100+30)*4*cos20o/(2*260)

w m w

m H d u b

u K

1 + ) = 1.7852

zε =

3

7852

260

* 2

* 120

* 60000

*

* 1 2

s m n

a 2

= 0.006*73*0.71* 2 748

33 3

ν

H H

w w H

K K T

d b

1 2

= 1+

1

* 13 1

* 8 422192

* 2

120

* 3 0

* 260

* 748 2

*

*

*

w m w

m H H

m

d u b

u K T z

* 78

) 1 33 3 (

* 159 1 8 422192

*

бH = 423 MPa

theo 6.1 với v = 0.71 m/s ,zv = 1

với cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9 ,khi đó cần gia công đạt độ nhám Rz = 1.25…2.25μm

do đó zR = 0.95 ,với da <700 mm

kxH = 1,do đó theo 6.1a

[бH] =[бH]*zv*zR*kxH= 458*1*0.95*1 = 435 MPa

vậy бH < [бH] thoả mãn

e.kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép

1

F1 2

w

F m d b

Y Y Y K

ν

F F

w w F

K K T

d b

1

1 24 1 8 422192

* 2

112

* 85

* 48

với

m

w F

F

u

a V

Y Y Y K

7 58 4

* 120

* 78

672455

3

* 1 56 0

* 268 1 8 422192

* 2

β ε

f.kiểm nghiệm răng về độ quá tải

theo (6.48) với kqt = max = 1 5

T T

бH1max = бH* k qt =458.2* 1 5 = 561 2MPa

бH1max ≤[бH1max] =1260MPa

theo 6.49

ứng suất xoắn cho phép là : [τ] = 15…20 MPa

trị số nhỏ lấy đối với trục vào của hộp giảm tốc

trị số lớn nên lấy đối với trục ra của hộp giảm tốc

8 422192

d1 = 35 mm, d2 = 50 mm, d3 = 80 mm

ở đây lắp đai lên đầu vào của trục ,do đó không cần quan tâm đến đường kính trục củađộng cơ điện

3.xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

dựa theo đường kính các trục,sử dụng bảng 10.2

chọn sơ bộ chiều rộng của ổ lăn :

* 2

) ' 14 20 (

* 3721 cos

) (

(

* 2

2

21 1 23 1

1 1 21

76

* 9 472 ) 230 50 (

* 142

→Fx1 = N

l

d F l l F l

13 840 230

38

* 9 472 280

* 142 999 170

* 2888 2

* )

vơi Mu ,Mx là mômen xoắn tại chỗ mà ta xét

tại tiết diện n-n

Mtd = ( 70650 ) 2 + 0 75 * ( 109770 ) 2 = 118442Nmm

dn-n

mm

72 28 50

≥

chọn dm-m = 35 mm

4.2 tính toán với trục II

2888N

1389.6 N 472.9

N

85mm

170mm

230mmvậy ta có :

8 422192

* 2

* 54 7036 cos

) (

+ = 0

l

l F

d F l

1826 1977 230

85

* 6 2593 2

304

* 2888 170

* 6 1389

* 2

*

*

21

22 3

2 2 23

Rcy + Rdy –Fr3 + Fr2 = 0

Rcy = Fr3 – Rdy- Fr2 = 2593.6 – 1977.1826-1389.6= -773.18N

∑mcy = Ft3*l22 –Ft2*l23- Fa2*

2 2

345 136 230

2

304

* 9 472 170

* 2888 85

* 54 7036 2

= 10060 885 * 85 136 345 * 60

2

120

* 54

98 576788

vậy lấy de-e = 55 mm

xét tiết diện i-i:

Mux = -Rdy*60 +Fa2*

2 2

d

= 136.345*60+2888*

2 304

* 75 0

' 14 20

* 546

85

* 59 2593

85

* 546 7036

* 21

d≥ M td 68 072mm

50

* 1 0

025 1577173 50

5.kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Tính chính xác trục cho những tiết diện chịu tải lớn có ứng suất tập trung cao

6.1 với thép 45 có бb = 600 MPa ,б-1 = 0.436*бb = 261.6 MPa

τ-1 =0.58*б-1 = 0.58*261.6 = 151.73 MPa, theo bảng 10.7

Ψб , Ψτ hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi

Ψб = 0.05 Và Ψτ = 0

6.2 các trục hộp giảm tốc đều quay => ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng

Do đó бaj tính theo công thức (10.22),với бmj = 0

бaj = бmaxj =

j W

¦

j M

vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động

τ

tính theo (10.23)chọn lắp ghép :

các ổ lăn lắp trên trục theo k6,lắp bánh răng ,bánh đai,nối trục theo k6 kết hợp với lắp then

tiết diện đường

53.5999

356664253533.753533.744001.76

77351427113794.7113794.794241.76

35.9672211.22411.22440.413

7.138.4621.8551.8557.266

6.3 xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục

dựa theo kết cấu trục trên các hình đã vẽ và biểu đồ mômen tương ứng ta có thể thấy các tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi:

trên trục I : đó là tiết diện lắp bánh đai (tiết diện 6) ,lắp bánh răng (tiết diện 3) ,tiết diện lắp ổ lăn (tiết diện 4)

trên trục II : đó là hai tiết diện lắp bánh răng (8,9)

trên truc III : đó là tiết diện lắp bánh răng (13),tiết diện lắp đai(11)

6.4 xác định hệ số Kбdj và Kτdj đối với tiết diện nguy hiểm theo công thức (10.25) và (10.26):

Các trục được gia công trên máy tiện,tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt

Ra = 2.5…0.63μm,do đó theo 10.8,hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt là

Kx = 1.06

Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt,do đó hệ số tăng bền Ky =1

Theo bảng 10.12 khi dùng dao phay ngón ,hệ số tập trung ưng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có бb = 600MPa là Kб = 1.76 ,Kτ = 1.54.theo bảng 10.10 tra hệ số kích thước εб và ετ ứng với đường kính của tiết diện nguy hiểm ,từ đó xác định được tỉ số

Kб/εб và Kτ/ετ tại rãnh then trên tiết diện này theo bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn ,бb = 600MPa và đường kính của tiết diện nguy hiểm từ đó tra được tỉ số

Kб /εб và tỉ số Kτ/ετ do lắp căng tại tiết diện này,trên cơ sở đó dùng giá trị lớn hơn trong hai giá trị của Kб/εб để tính Kбd và giá trị lớn hơn trong hai giá trị của Kτ/ετ

để tính Kτd kết quả ghi dưới bảng sau:

g,xác định hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp sб theo 10.20

và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp sτ theo 10.21

cuối cùng tính hệ số an toàn s theo 10.19 ứng với tiết diện nguy hiểm.kết quả cũng được ghi dưới đây:

dj

τ

τ τ

S S

j j

tj

+ τ σ

σ

2 2

lắp căng

Rãnhthen

lắp căng

7.kiểm nghiệm độ bền của then

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

độ bền dập theo (9.1) và độ bền cắt theo(9.2) kết quả tính toán như sau,với lt = 1.35*d

các công thức :

(9.1) бd =[ ( ) ] [ ]d

l d

(9.2) τc =( ) [ ]c

t b l d

Theo bảng 9.5 ,với tải trọng tĩnh [бd] = 150 MPa; [τc] = 60÷90MPa

vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt

F = 472.91389.6= 0 3403 ≥ 0 3Nên ta chọn ổ bi đỡ chặn một dãy các thông số cho trong bảng sau

Chon sơ bộ ổ cỡ trung hẹp

Tra theo bảng P2.12

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

với V là hệ số kể đến vòng nào quay , ở đây ta xét vòng trong quay nên V= 1

334 0 6 2769

Vơi Kt hệ số kể đến ảnh của nhiệt độ (Kt =1)

với Kd hệ số kể đến đặc tính tải trọng,trị số cua Kd tra trong bảng 11.3 Kd =1

e F

*

1

9 1397