THIẾT KẾ MÔN HỌC đồ án CHI TIẾT MÁY thiết kế chạm dẫn động xích tải

Với các máy phát biến đổi năng l-ợng thì chỉ tiêu hàng đầu của máy là hiệu suất trong khi các máy cắt kim loại thì năng suất và độ chính xác gia công là những chỉ tiêu quan trọng nhất ,

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI

Chi tiết máy thiết kế ra phải đảm bảo các yêu cầu kỹ thuật : làm việc ổn định trong suốt thời gian phục vụ đã định với chi phí chế tạo và sủ dụng thấp Với các máy phát biến

đổi năng l-ợng thì chỉ tiêu hàng đầu của máy là hiệu suất trong khi các máy cắt kim loại thì năng suất và độ chính xác gia công là những chỉ tiêu quan trọng nhất , còn ở dụng cụ đo thì

độ nhậy , độ chính xác và độ ổn định của các số đo lại là quan trọng hơn cả Nói khác đi , chỉ tiêu kinh tếc kỹ thuật của chi tiết máy thiết kế ra phải phù hợp với chỉ tiêu kinh tế – kỹ thuật của toàn máy Đó tr-ớc hết là năng suất , tuổi thọ cao , kinh tế trong chế tạo và sử dụng , thuận lợi và an toàn trong chăm sóc bảo d-ỡng , trọng l-ợng giảm Ngoài ra tuỳ thuộc vào tr-ờng hợp cụ thể mà nó còn có các yêu cầu khác nh- : Khuôn khổ kính th-ớc nhỏ gọn ,làm việc êm , hình thức đẹp

Với các yêu cầu trên thì việc thiết kế hộp giảm tốc cũng đòi hỏi phải đảm bảo một số yêu cầu kỹ thuật nhât định Bởi vì , hộp giảm tốc cũng do một nhóm máy ghép lại với nhau Hộp giảm tốc là một cơ cấu truyền động ăn khớp trực tiếp , có tỉ số truyền không đổi ,

đ-ợc dùng để giảm vận tốc và tăng mô mem xoắn Ưu điểm của hộp giảm tốc là hiệu suất cao , có khả năng truyền đ-ợc những công suất khác nhau,tuổi thọ lớn , làm việc chắc chắn

và sử dụng đơn giả Hộp giảm tốc bánh răng đ-ợc dùng để truyền chuyển động và mô men xoắn giữa các trục song song

THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Đề số 8 phương án 7 I.Tính toán chọn động cơ

1.các thông số cho trước

-Lực kéo trên xích tải P(kg):1260

-Vận tốc xích tải V(m/s):0,2

-Bước xích tải t(mm):100

-Số răng đĩa xích tải Z:9

-Thời gian phục vụ(năm):4

-Sai số vận tốc cho phép(%):5

2.Các thông số chọn

-Hiệu suất của bộ truyền xích:  1 =0,96

-Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ:  2=0,97

-Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn :  3=0,99(được che kín)

-Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn :  4=0,95(để hở)

-Hiệu suất của toàn hệ thống:

-số vòng quay của trục máy công tác là

=>thỏa mãn điều kiện

II.Phân phối tỷ số truyền và tính công suất mô men số vòng quay động cơ 1.Phân phối tỷ số truyền

2.tính công suất,mô men và số vòng quay của các trục:

-Đối với trục động cơ có:

Pđc=3(kw);nđc=1420(vòng/phút)

=>T=9,55.106.Pđc/nđc=9,55.106.3/1420=20176,05(Nmm)

-Đối với trục (I):

III.Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Thép 45 tôi cải thiện:Độ cứng HB2=230

Giới hạn bền : b2 = 750 (MPa) Giới hạn chảy: ch2 = 450 (MPa) 2.Ứng suất cho phép

NHO-số chu kz cơ sở khi tính về độ bền tiếp xúc

NHE-số chu kz chịu tải của bánh răng đang xét

Ta có NHO1=30.HB12,4=30.2852,4=23374854,68

NHO2=30.HB22,4=30.2302,4=13972305,13

NHE1=60.c.n.ttổng=60.1.288.9344=161464320

NHE2=60.c.n.ttổng=60.1.70.9344=39244800

c-số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

n-số vòng quay trong 1 phút của bánh răng

ttổng-tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

ZR-hệ số kể đến ảnh hưởng của nhám mặt răng

KXh-hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

KHL-hệ số tuổi thọ

SH-hệ số an toàn khi tính tiếp xúc

-Ứng suất tiếp xúc cho phép

NFE-số chu kz chịu tải của bánh răng đang xét

NFO=4.106-số chu kz cơ sở tính về sức bền uốn đối với tất cả các loại thép

Flim-ứng suất giới hạn mỏi uốn ứng với chu kz cơ sở

Ys-hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

YR-hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

KxF-hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

SF-hệ số an toàn khi tính uốn

[H]max-ứng suất cho phép khi quá tải

[F]max-ứng suất uốn cho phép khi quá tải

4.Xác định 1 số thông số của bộ truyền

Mô đun pháp m=(0,01->0,02)aw=1,16->2,32 chọn m=2mm Chọn sơ bộ góc nghiêng O,số răng bánh nhỏ

Z1=2.aw.cos /[m.(u+1)]=2.116.0,984/10,222=22,35

5.kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 3.4 trang 41 điều kiện bền có dạng

tw = t = arctg ( tg / cos ) = arctg{ tg(20)/ cos (15,09)} =20,6540

b : Gãc nghiªng cña r¨ng trªn h×nh trô c¬ së

b = arctg{cos (tw) tg ()} =arctg{cos (20,654) tg (15,09)}=14,160Với  = [1,88- 3,2(1/z1+1/z2)] cos

KH: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi bánh răng đồng thời ăn khớp

Như vậy ta cú H>[H],ta cần tăng khoảng cỏch trục và tiến hành lại cỏc bước 4,5.Ta cú bảng kết quả sau:

ứng suất tiếp xúc mặt răng 532,022 483,832

=> thỏa mãn yêu cầu

6.Kiểm nghiệm về độ bền uốn

-Đường kính đỉnh răng :da1=51,18mm;da2=196,82mm

-Đường kính đáy răng :df1=42,18mm;df2=187,82mm

B.Bộ truyền cấp nhanh

1.chọn vật liệu chế tạo

-Bánh nhỏ;

Thép 45 tôi cải thiện:Độ cứng HB1=285

Giới hạn bền: b1 =850(MPa) Giới hạn chảy: ch1 = 580 (MPa) -Bánh lớn:

Thép 45 tôi cải thiện:Độ cứng HB2=230

Giới hạn bền : b2 = 750 (MPa) Giới hạn chảy: ch2 = 450 (MPa) 2.Ứng suất cho phép

NHO-số chu kz cơ sở khi tính về độ bền tiếp xúc

NHE-số chu kz chịu tải của bánh răng đang xét

Ta có NHO1=30.HB12,4=30.2852,4=23374854,68

NHO2=30.HB22,4=30.2302,4=13972305,13

NHE1=60.c.n.ttổng=60.1.1420.9344=796108800

NHE2=60.c.n.ttổng=60.1.288.9344=161464320

c-số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

n-số vòng quay trong 1 phút của bánh răng

ttổng-tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

ZR-hệ số kể đến ảnh hưởng của nhám mặt răng

KXh-hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

KHL-hệ số tuổi thọ

SH-hệ số an toàn khi tính tiếp xúc

-Ứng suất tiếp xúc cho phép

NFE-số chu kz chịu tải của bánh răng đang xét

NFO=4.106-số chu kz cơ sở tính về sức bền uốn đối với tất cả các loại thép

Có NFE1 và NFE2> NFO=>KFL1=KFL2=1

Bộ truyền quay 1 chiều nên KFC=1

Lấy Ys=YR=KxF=1; theo bảng 3.2 thì 0

Flim1=1,8.HB1=1,8.285=513

Flim2=1,8.HB2=1,8.230=414;SF=1,75

0

Flim-ứng suất giới hạn mỏi uốn ứng với chu kz cơ sở

Ys-hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

YR-hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

KxF-hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

SF-hệ số an toàn khi tính uốn

[H]max-ứng suất cho phép khi quá tải

[F]max-ứng suất uốn cho phép khi quá tải

3.Tính sơ bộ khoảng cách trục

aw=Ka.(u+1) √ [ ]

với bánh răng nghiêng Ka=43(MPa)1/3

; ( ) 0,53.0,3.5,933=0,943

Kh: trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên vành răng



T2=19779,26(Nmm)

=>aw=97(mm)

4.Xỏc định 1 số thụng số của bộ truyền

Mụ đun phỏp m=(0,01->0,02)aw=0,97->1,94 chọn m=1,5mm Chọn sơ bộ gúc nghiờng O,số răng bỏnh nhỏ

Z1=2.aw.cos /[m.(u+1)]=2.97.0,984/8,9=21,46

5.kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xỳc

Theo cụng thức 3.4 trang 41 điều kiện bền cú dạng

H= √ ( )

<=[H]

ZM : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp

ZH : hệ số kể đ ế n hình dạng bề mặt tiếp xúc

Như vậy ta có H>[H],ta cần tăng khoảng cách trục và tiến hành lại các bước 4,5.Ta có bảng kết quả sau:

ứng suất tiếp xúc mặt răng 521,37 481,52

=> thỏa mãn yêu cầu

6.Kiểm nghiệm về độ bền uốn

8.Cỏc thụng số và kớch thước bộ truyền

-Đường kớnh đỉnh răng :da1=38,52 mm;da2=173,49 mm

-Đường kớnh đỏy răng :df1=29,52 mm;df2=164,49 mm

KO : hệ số kể đến ảnh hưở ng của vị trí bộ truyền

Ka : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích

Kđ c : hệ số kể đến ảnh hưở ng của việc điều chỉnh lực căng xích

Kb : hệ số kể đến ảnh hưở ng của bôi trơn

Kđ: hệ tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng

Kc : hệ số kể đến chế độ làm ciệc của bộ truyền

-Kiểm nghiệm số lần va đập I của bản lề xớch trong 1 giõy

i = z1 nIII /(15 X)=19.70/(15.137)=0,647<[i]=25

1.5.Tính đường kính vòng chia của đĩa xích

-Đĩa dẫn d1=p/[sin(/Z1)]=44,45/[ sin(/19)]=15402 mm

-Đĩa bị dẫn d2= p/[sin(/Z2)]=44,45/[ sin(/95)]=77013 mm

1.7.Kiểm nghiệm xích về độ bền khi quá tải

Điều kiện để xích không bị hỏng do quá tải hay thường xuyên chịu tải

trọng va đập là hệ số an toàn phải thỏa mãn điều kiện sau

S=Q/F0+Fv+Kt.Ft>=[S]

Trong đó Q là tải trọng phá hỏng ,N

F0 là lực căng ban đầu,N

F0=g.Kf.qm.a=9,81.2.7,62.1,686=252,06(N)

Xétyoz:M(0)=-Fr3.l23+Fr2.l22-Fr4.l24-Fy1.l21-Fa3.dw3/2-=>Fy1=-643N

Y=Fy0+Fr3-Fr2+Fr4+Fy1=0

=>Fy0=-420N

là

*trục 2: -Mô men uốn tổng Mj và mô men tương đương Mtdj tại tiết diện

*trục 3: -Mô men uốn tổng Mj và mô men tương đương Mtdj tại tiết diện

-Mô men uốn tổng Mj và mô men tương đương Mtdj tại tiết diện bánh răng lớn (2) là

-Mô men uốn tổng Mj và mô men tương đương Mtdj tại tiết diện bánh xích (4) là

-Trên trục 1 ta chỉ xét tiết diện bánh răng nhỏ (3)

-trên trục 2 ta xét đến tiết diện bánh răng (2),(3),(4)

-Trên trục 3 ta chỉ xét đến tiết diện bánh răng (2),(3)

-Hệ số an toàn của tiết diện nguy hiểm j

-Ứng suất uốn được coi như thay đổi theo chu kz đối xứng

VI.Thiết kế gối đỡ trục dùng ổ lăn

1.chọn loại ổ lăn

-Tổng lực dọc trục Fa=352,15(N),Fr=251(N)

=>Fa/Fr=1,4>0,3.Ta chọn ổ đũa côn

2.chọn sơ bộ ổ cỡ trung kí hiệu 7306 có C=40kN;C0=29,9kN và góc tiếp xúc

3.Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

-Theo bảng 11.4,với ổ đũa đỡ-chặn ,e=1,5.tg ( ) Theo (11.7),lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ

Như vậy chỉ cần tính cho ổ 0

-Theo (11.12)tải trọng động tương đương

Qe=Qe0=mQi Li m / Li

=1028,91.[1,3^(10/3).(1/9600)+1.(9599/9600)]^0,3=1028,95N

-Theo (11.1)khả năng tải động của ổ

Cd=Qe.L^0,3=1028,95.(10.10^3.60.1420/10^6)^0,3=7789,8N<C=40000N Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động có các thông số :

d=30mm,D=72mm,T=20,75mm,C=40000N,C0=29900N

4.Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh

Theo bảng 11.6,với ổ đũa côn X0=0,5;Y0=0,22.cotg

Theo công thức (11.19),khả năng tải tĩnh

Qt=Xo.Fr+Yo.Fa=0,5.251+0,92.427,15=518,5N<<Co=29900N

*Trục 2:1.Chọn loại ổ lăn

Tổng lực dọc trục Fa=Fa3-Fa2-Fa4=452,32-352,15-452,32=-352,15N Fr=-643N=>Fa/Fr=0,5.Ta chọn ổ bi đỡ

2.Chọn sơ bộ ổ cỡ trung kí hiệu 307 có C=26,2kN,C0=17,9kN(bảng

P2.7,phụ lục)

3.Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

-Theo bảng 11.4,e=0,22.Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra các ổ: Fa0=Fa1=352,15N

-Xác định X và Y:Fa0/(V.Fr0)=352,15/(420)=0,838>0,22

Fa1/(V.Fr1)=352,15/(643)=0,547>0,22

Do đó theo bảng 11.4,X=0,56;Y=1,99

-Theo công thức 11.3,tải trọng quy ước trên ổ 0 và 1 là

Q0=(X.V.Fr0+Y.Fa0).Kt.Kđ=1216,77N

Q1=(X.V.Fr1+Y.Fa1).Kt.Kđ=1379,12N

Như vậy chỉ cần tính cho ổ 1

-Theo (11.12),tải trọng động tương đương

3.Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

-Theo bảng 11.4,e=0,19.Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra các ổ: Fa0=Fa1=0N

-Đối với trục 1 ta lắp bánh răng liền trục

-Đối với trục 2 ta chọn then có kích thước (bxh)=12x8mm,l=50.0,8=40mm -Đối với trục 3 ta chọn then có kích thước

(bxh)=16x10mm,l=0,8.54=43mm

2.Tính ứng suất dập và cắt của then

-Trục 2:d  2 /T dtl [ d]2.93643/36.4,5.40=29<50(Tm) c=2T/dbl [ c]

   2.93643/36.12.40=11<54(tm)

-Trục 3:d  2 /T dtl [ d]2.184929/45.5.43=38<50(tm) c=2T/dbl [ c]

   2.184929/45.16.43=12<54(tm)

VIII.Tính kích thước vỏ hộp giảm tốc

1.Chiều dày thân hộp: +3=0,03.222+3=10mm Chiều dày nắp hộp:

2.Gân tăng cứng:chiều dày e=(0,8+1)

+,Đường kính ngoài và tâm lỗ vít:

+,Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp:∆1

+,Giữa mặt bên các bánh răng với nhau:∆

8.Số lượng bulong nền Z=(L+B)/200

Chọn sơ bộ L=500mm;B=250mm=>Z=4

9.Bôi trơn hộp giảm tốc gồm 2 phương pháp ngâm dầu và lưu thông nhưng ta dùng phương pháp ngâm dầu ở bài tập này

Ưu điểm thoát nhiệt tốt thay dầu dễ dàng,bôi trơn được liên tục

Nhược điểm khi vận tốc lớn công suất mất mát do khuấy dầu tăng lên ,dầu dễ bị biến chất do bắn tóe,mặt khác các chất cặn bã ở đáy hộp dễ bị khuấy động vào chỗ ăn khớp làm cho răng chóng bị mài mòn vì vậy cần đảm bảo lượng dầu ngâm cần thiết

-chọn dầu AK15 (dầu ô tô máy kéo)bôi trơn hộp giảm tốc này