Đồ án: Thiết kế hệ thống dẫn động xich cơ khí

LỜI NÓI ĐẦU Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí là một trong ba đồ án quan trọng của sinh viên ngành Kỹ thuật chế tạo.. Trong quá trình thực hiện, sinh viên được giao thiết kế hệ thố

Đồ án

Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí là một trong ba đồ án quan trọng của sinh viên ngành Kỹ thuật chế tạo Đồ án này là được thực hiện nhằm mục đích rèn luyện

cho sinh viên có được những kỹ năng chuyên môn trong quá trình thiết kế và trải nghiệm kiến thức của mình

Trong quá trình thực hiện, sinh viên được giao thiết kế hệ thống dẫn động xích tải Đây là một hệ thống dẫn động khá phổ biến trong sản xuất công nghiệp Tuy đơn giản về mặt kết cấu nhưng hệ thống này có đầy đủ những yêu cầu cơ bản để khi thực hiện, sinh viên nắm được những kỹ thuật then chốt làm nền móng cho quá trình học tập và đi sâu vào lĩnh vực Cơ Khí

Mục đích của bài tập này là làm cho sinh viên biết ứng dụng những hiểu biết của mình về Cơ khí để áp dụng thiết kế cho một bài toán thực tế trên cơ sở những gì đã học

Từ đó rút ra được những bài học kinh nghiệm đầu đời cho chính bản thân để sẵn sàng bước vào con đường Kỹ thuật chế tạo

Xin chân thành cám ơn những bài học kinh nghiệm quý báu của các Thầy Cô trong

bộ môn Thiết kế máy và sự hướng dẫn nhiệt tình của PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc đã giúp cho sinh viên hoàn thành đồ án này !

Thành phố HCM, ngày 10 - 06 – 2010

SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 01

I TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG MÁY 1 Tìm hiểu động cơ điện ba pha không đồng bộ 04

2 Tìm hiểu nối trục vòng đàn hồi 04

3 Tìm hiểu hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển 05

4 Tìm hiểu bộ truyền đai thang 05

II XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ-PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 2.1 Chọn động cơ điện 07

2.2 Phân phối tỉ số truyền 09

III TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY 3.1 Thiết kế bộ truyền đai 11

3.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ 15

3.3 Thiết kế trục và chọn then 30

3.4 Chọn ổ lăn và nối trục 46

3.5 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bu lông và các chi tiết phụ khác 53

IV CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP 57

V HÌNH ẢNH THIẾT KẾ

VI TÀI LIỆU THAM KHẢO

· Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

· Bộ truyền đai thang

· Thời gian phục vụ, L (năm) = 6

· Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ

(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

+

t

Sơ đồ tải trọng

I TÌM HIỀU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG MÁY:

Dựa vào sơ đồ hệ thống dẫn động xích tải, ta thấy hệ thống bao gồm: một động cơ điện, một bộ truyền ngoài bằng đai thang, một bộ truyền trong kín (hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển), nối trục đàn hồi, bộ phận công tác (xích tải) Tại sao hệ thống lại phải có các bộ phận trên ?

1 Động cơ điện:

1.1 Ưu điểm của động cơ điện:

· Biến đổi trực tiếp điện năng thành cơ năng

· Khởi động đơn giản, êm, có thể hãm và đảo chiều dễ dàng

· Không gây ra ôi nhiễm môi trường

· Hiệu suất lớn

· Bảo trì dễ dàng

1.2 Nhược điểm:

· So với động cơ đốt trong sử dụng nhiên liệu xăng dầu, động cơ điện thường

có công suất thấp hơn, số vòng quay nhỏ hơn,…

· Giá thành cao, riêng đối cới loại động cơ điện một chiều lại khó kiếm và tăng thêm vốn đầu tư để đặt các thiết bị chỉnh lưu

Nhưng do có nhiều ưu điểm phù hợp cho các nhà máy, xưởng làm việc trong nhà, bảo đảm các vấn đề sức khỏe cho công nhân…nên động cơ điện được sử dụng rộng rãi trong các xí nghiệp, nhà máy,…

Trong đồ án này, sinh viên lựa chọn động cơ điện ba pha không đồng bộ rô to ngắn mạch do ưu điểm mạnh của động cơ này là kết cấu đơn giản, giá thành tương đối thấp, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện Nhược điểm của nó là: hiệu suất và hệ số công suất thấp (so với động cơ ba pha đồng bộ), không điều chỉnh được vận tốc (so với động cơ một chiều và động cơ ba pha không đồng bộ dây quấn)

Với yêu cầu thiết kế của đồ án không đòi hỏi quá khắt khe về vận tốc, nguồn điện, hiệu suất,…nên sinh viên đã sử dụng động cơ điện này để dẫn động hệ thống xích tải

· Đơn giản nhất so với các loại hộp giảm tốc khác

· Tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc thường từ 8 ÷ 40

3.2 Nhược điểm:

· Các bánh răng bố trí không đối xứng với các ổ, làm tăng sự phân bố không

đều tải trọng trên chiều dài răng

· Do đó cần chú ý thiết kế trục đủ cứng, đặc biệt là trong trường hợp các bánh răng được nhiệt luyện đạt độ rắn cao và chịu tải trọng thay đổi, vì khi đó khả

năng chạy mòn của bánh răng rất kém

Tuy nhiên vì kết cấu đơn giản nên loại sơ đồ này được sử dụng nhiều trong thực tế

4 Bộ truyền đai thang:

· Có thể truyền động giữa các trục xa nhau (>15m).[3]

· Làm việc êm và không ồn nhờ vào độ dẻo của đai, do đó có thể truyền vận

tốc lớn

· Tránh cho các cơ cấu không có sự dao động lớn sinh ra do tải trọng thay đổi

nhờ vào tính chất đàn hồi của đai

· Kết cấu đơn giản, giá thành hạ

4.2 Nhược điểm:

· Do ma sát lớn nên hiệu suất của đai hình thang thấp hơn so với đai dẹt

· Kích thước bộ truyền lớn

· Tỷ số truyền làm việc thay đổi do hiện tượng trượt đàn hồi của đai và bánh

đai, phải có cơ cấu căng đai khi sử dụng

v SỐ LIỆU THIẾT KẾ:

· Hệ dẫn động xích tải gồm:

1- Động cơ điện 2- Bộ truyền đai thang 3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển 4- Nối trục đàn hồi

- Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

II XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG:

2.1 Chọn động cơ điện:

Dựa vào hình 1 (Sơ đồ tải trọng), ta xác định động cơ làm việc trong trường hợp tải trọng thay đổi Khi đó, công suất tính toán là công suất tương đương không đổi mà mất mát năng lượng do nó sinh ra trương đương với mất mát năng lượng do công suất không đổi gây nên trong cùng một thời gian

t ct

· Số vòng quay của trục máy công tác (trục xích tải)

Tmm : momen mở máy của thiết bị cần dẫn động

Tk : momen khởi động của động cơ

T : momen tải

Tdn : momen danh nghĩa

· BẢNG THÔNG SỐ KỸ THUẬT ĐỘNG CƠ ĐIỆN

Kiểu động cơ 4A132M4Y3

T T

dc t lv

n u n

§ Mô men quán tính thu gọn nhất

§ Thể tích các bánh răng lớn nhúng trong dầu ít nhất

7, 96

8, 38 ol 0, 96.0, 99

8, 38

8,82 ol 0, 96.0, 99

P

h h

v Số vòng quay trên các trục:

o 1 1458 431, 36

3, 38

dc d

n n n

2 1

431, 36

134,80

3, 20

n n u

3 2

134,80

53, 92

2, 50

n n n

III TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN:

3.1 Tính toán bộ truyền đai thang:

v Thông số đầu vào:

Dựa vào H4.1/59-[1], chọn đai thang thường có tiết diện Ƃ

Ký hiệu B t B H Y 0 A (mm 2 ) D (mm) Chiều dài giới hạn

Kiểm tra: ta thấy v1 = 12,21 < 25 m/s : thỏa điều kiện đai thường

3.1.2 Chọn hệ số trượt tương đối và tính d 2 :

1 2

.1

· Theo tiêu chuẩn, chọn d2 = 560 mm

· Tính lại tỉ số truyền đai: ud = 2

d

-

a a

Vậy ad =546 mm → thỏa điều kiện 4.14/60-[1]

3.1.4 Xác định chiều dài dây đai L:

· Chọn L đai theo tiêu chuẩn: tra bảng 4.13/49-[1]→chọn L = 2240 mm

· Kiểm tra đai theo tuổi thọ:

3 max

i - số lần uốn của đai trong 1 s

· Xác định lại khoảng cách trục ad theo L tiêu chuẩn: (theo CT 4.6/54-[1])

3.1.5 Góc ôm α 1 trên bánh đai nhỏ: (theo CT 4.7/54-[1])

· Chọn vật liệu đai là sợi tổng hợp

P C C C Ca

=

§ Trong đó:

P1 = Pdc = 11kW [P0]=3,37 kW (nội suy theo bảng 4.19/62-[1])

Kd = 1,1+0,1 : hệ số tải trọng động (làm việc 2 ca)

Cα = 0,87 : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm (tra B4.15/61-[1])

Cl = 1 : hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai

3.1.8 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục: (theo CT4.19/63-[1])

· Lực căng trên 1 đai:

1 0

.780

qm = 0,178 kg/m (tra B4.22/64-[1])

v = 12,21 m/s

P1 = 11kW : công suất trên trục bánh chủ động

· Lực tác dụng lên trục:

Do không có yêu cầu gì đặc biệt, và để giảm chi phí chế tạo, cho phép bộ truyền có khả năng chạy mòn sau khi gai công , ta chọn vật liệu cho 2 cấp bánh răng theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, cụ thể như sau:

· Dựa vào B6.1/92-[1], chọn:

Nhãn hiệu thép

Nhiệt luyện Độ rắn

(HB)

σ b (MPa) σ ch

(MPa) Bánh dẫn

động

Sở dĩ chọn bánh bị động (bánh răng lớn) có độ bền thấp hơn là nhằm mục đích tăng khả năng chạy mòn của răng, thường H1≥H2+(10÷15)HB

3.2.2 Xác định ứng suất cho phép:

· Theo B6.2/94-[1], thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180÷350HB có:

o Ứng suất tiếp xúc cơ sở: σ0

[ ] [ ] [ ]

0 lim

1lim 1

2lim 2

1

1,11

H HL

H

K S K

MPa S

1lim 1

2lim 2

1

1,11

2 2max

(tra B6.5/96-[1])

T1= 195268,02 N.mm [σH]=495,4MPa

u1=3,30 :tỉ số truyền bánh răng trụ răng nghiêng

ᴪba=bw/aw=chiều rộng vành răng/khoảng cách trục=0,315

(theo B6.6/97-[1])

KHβ=1,1 :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều

· Mô đun m1=(0,01÷0,02)aw1=2÷4 (theo CT6.17/97-[1])

· Chọn mô đun pháp theo tiêu chuẩn mn=3 (tra B6.8/99-[1])

· Chọn sơ bộ góc nghiêng răng β=200

cosj 0, 94

· Tính số răng nhỏ (theo CT6.31/103-[1])

1 1

1

2 .cos 2.225.0, 94

33, 57 ( 1) 3.(3, 30 1)

w

a z

109

3, 2134

z u z

· Tính lại

1 2 1

m z z a

→ β = 18,190

· Khoảng cách trục chia:

tg arctg theoTCVN

aa

ba

p b w

m

b

e = p :hệ số trùng khớp dọc (theo CT6.37/105[1])

ZR=0,95 :hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

KXH= 1 :hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bán răng

KHL= 1 :hệ số tuổi thọ

→ σH < [ σH] :thỏa điều kiện bền

D Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

CT6.45/109-KFβ=1,21 :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

B6.7/98-[1])

KFα=1,37 :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

B6.7/98-[1])

1

.1

Yβ=1-β/140=18,190/140=0,87 :hệ số kể đến độ nghiêng của răng

YF1, YF2 :hệ số dạng răng của bánh răng 1&2, phụ thuộc vào số răng tương đương

YR=1 :hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng

YS=1,08-0,695.ln(3)=1 :hệ số xét đến độ nhạy vật liệu đối với tập trung ứng suất

KXF=1 :hệ số ảnh hưởng của kích thước đến độ uốn

→ σF < [ σF] : Vậy cặp bánh răng thỏa điều kiện bền về uốn

E Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo CT6.48/110-[1] với Kqt=Tmax/T=2,2 (tra P.13/237-[1])

2 2

T2= 583685,64 N.mm

[σH]=481,8MPa

u1=2,50 :tỉ số truyền bánh răng trụ răng nghiêng

ᴪba=bw/aw=chiều rộng vành răng/khoảng cách trục =0,4 (theo B6.6/97-[1])

KHβ=1,04 :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc (tra B6.7/98-[1])

· Mô đun m1=(0,01÷0,02)aw2=2,4÷4,8 (theo CT6.17/97-[1])

· Chọn mô đun pháp theo tiêu chuẩn mn=3 (tra B6.8/99-[1])

· Tính số răng nhỏ (theo CT6.31/103-[1])

2 1

115

2, 50 46

z u z

tg arctg theoTCVN

aa

ba

§ dw1=2aw2/(u2+1)=2.241,5/(2,50+1)=138(mm) :đường kính vòng lăn bánh nhỏ

§ v1=π.dw1.n2/60000=π.138.134,80/60000=0,97(m/s) :vận tốc vòng bánh nhỏ (theo CT6.40/106-[1])

ZR=0,95 :hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

KXH= 1 :hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bán răng

KHL= 1 :hệ số tuổi thọ

→ σH < [ σH] :thỏa điều kiện bền

D Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

KF= KFβ KFα. KFv :hệ số tải trọng khi tính về uốn (theo CT6.45/109-[1])

KFβ=1,22 :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn (tra B6.7/98-[1])

KFα=1,37 :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp khi tính về uốn (tra B6.7/98-[1])

2

.1

Yβ=1 :hệ số kể đến độ nghiêng của răng

YF1, YF2 :hệ số dạng răng của bánh răng 1&2, phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh

YR=1 :hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng

YS=1,08-0,695.ln(3)=1 :hệ số xét đến độ nhạy vật liệu đối với tập trung ứng suất

KXF=1 :hệ số ảnh hưởng của kích thước đến độ uốn

→ σF < [ σF] : Vậy cặp bánh răng thỏa điều kiện bền về uốn

E Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo CT6.48/110-[1] với Kqt=Tmax/T=2,2 (tra P.13/237-[1])

2 2

3.2.5 Các thông số và kích thước của hai bộ truyền bánh răng:

3.2.6 Kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn ngâm dầu:

· Điều kiện bôi trơn ngâm dầu: (theo ĐK/452-[3])

· Chiều cao ngâm dầu không được vượt quá giá trị (0,75÷2) chiều cao răng nhưng không được nhỏ hơn 10mm Phần bánh răng ngâm trong dầu không được vượt quá 1/3 bán kính vòng đỉnh

Từ đường kính vòng đỉnh của bánh răng lớn bộ cấp nhanh: da2 (mm) = 350,20 và bộ cấp chậm da2 (mm) = 351

Với mức dầu thấp nhất là 10mm, mức dầu cao nhất là :2.6,75=13,5 mm trên bộ cấp nhanh

Ta suy ra mức dầu cao nhất của bánh răng lớn bộ cấp chậm

Vậy bộ truyền bánh răng thỏa mãn điều kiện bôi trơn ngâm dầu

3.3 Tính toán thiết kế trục và chọn then:

3.3.1 Chọn vật liệu: (tra B6.1/92-[1])

Thép C45 có σb=600 MPa

Ứng suất xoắn cho phép [τ]=12…20MPa

3.3.2 Xác định sơ bộ đường kính trục: (theo CT10.9/188-[1])

[ ]

3

0, 2

k k

Biểu đồ chung:

Hình 3.1 Sơ đồ phân tích lực trên ba trục hộp giảm tốc

y

Chọn chiều rộng ổ lăn sơ bộ: (tra B10.2/189-[1])

b01=23 mm

b02=29 mm

b01=35 mm

lm12=1,5.d1=1,5.40=60 mm : chiều dày moay-ơ của bánh đai trên trục 1

lm22=1,5 d2=1,5.55=82,5 mm : Chiều dày moay ơ của bánh răng 1 trên trục 2 (răng lớn cấp nhanh)

lm23=100 mm :Chiều dày moay ơ của bánh răng 2 trên trục 2 (răng nhỏ cấp chậm)

lmnt= 2.d3=2.65=130 (mm): Chiều dày nối trục đàn hồi

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

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

k3=20 mm : khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ trục

hn1=25 mm : chiều cao nắp ổ và đầu đai ốc trên trục 1

hn2=15 mm : chiều cao nắp ổ và đầu đai ốc trên trục 3

l21= l11= l31=lm22+ lm23+ 3k1+ 2k2+ b02= 82,5+ 100+ 3.15+ 2.10+ 29=276,5mm :khoảng cách giữa các gối đỡ

3.3.5 Tính phản lực và momen uốn:

Trên mặt phẳng y0z:

Ray (N) Phản lực tại A trên mặt phẳng y0z 1808,13 772,27 1013,68

Rby (N) Phản lực tại B trên mặt phẳng y0z 1285,75 2432,10 2117,97

Max(N.mm) Momen uốn tại A trên mặt phẳng

Rax (N) Phản lực tại A trên mặt phẳng y0z 2584,19 5369,26 4646,14

Rbx (N) Phản lực tại B trên mặt phẳng y0z 1066,02 6885,09 1138,35

Hình 3.2 Biều đồ lực tác dụng lên trục 1

Hình 3.3 Biều đồ lực tác dụng lên trục 2

Hình 3.4 Biều đồ lực tác dụng lên trục 3

Momen uốn tổng

M1 (N.mm) Momen tổng tại tiết diện 1 172497,44 438029,14 889266,01

M2 (N.mm) Momen tổng tại tiết diện 2 326940,45 653531,77 514586,59

Momen xoắn

T0 (N.mm) Momen xoắn tại tiết diện 0 195268,02 0 0

T 1 (N.mm) Momen xoắn tại tiết diện 1 195268,02 593685,64 1409826,28

T 2 (N.mm) Momen xoắn tại tiết diện 2 195268,02 593685,64 1409826,28

T 3 (N.mm) Momen xoắn tại tiết diện 3 0 0 1409826,28

Momen tương đương

M d

s

=

d0 (mm) Đường kính trục tại tiết diện 0 31,41 32 0 50 0 75

d1 (mm) Đường kính trục tại tiết diện 1 34,58 40 52,84 55 70,29 80

d2 (mm) Đường kính trục tại tiết diện 2 39,25 45 56,10 60 67,87 75

d3 (mm) Đường kính trục tại tiết diện 3 0 40 0 50 66,47 71

3.3.6 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

M W

2 3

16

j j

j

j

j j

c) Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục:

Dựa theo kết cấu trục trên các h…… và biểu đồ momen tương ứng, có thể thấy các tiết diện sau đây là các tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi

Trục 1: tiết diện lắp bánh đai (10), tiết diện lắp ổ lăn (11), tiết diện lắp bánh răng (12) Trục 2: tiết diện lắp bánh răng nghiêng (21), tiết diện lắp bánh răng thẳng (22)

Trục 3: tiết diện lắp bánh răng thẳng (31), tiết diện lắp ổ lăn (32), tiết diện lắp nối trục (33)

d) Chọn lắp ghép:

M = M +M