Đồ án chi tiết máy thiết kế trạm dẫn động xích tải Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí. Đồ án môn học Chi tiết máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hóa lại kiến thức của các môn học như: Chi tiết máy, Sức bền vật lệu, dung sai, vẽ kỹ thuật,… đồng thời giúp sinh viên làm quen dẫn với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này.
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
Tính chọn động cơ
1.1.1 Xác định tải trọng tương đương
Gọi công suất cần thiết của động cơ là Pct và được tính theo công thức:
Trong đó : Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác η là hiệu suất truyền của cả toàn bộ hệ thống
Công suất làm việc khi tải trọng thay đổi theo bậc ta có:
Mà vận tốc góc ω không đổi → P tỉ lệ với T (momen quay)
Trong đó: P1 là công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trên trục máy công tác.
Dựa vào bảng 2.3(tr19/TL1"tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1") trị số hiệu suất các loại bộ truyền và ổ ta chọn:
+ Hiệu suất của bộ truyền xích (được che kín): η x = 0,96
+ Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (được che kín) : η br =0,97
+ Hiệu suất của cặp ổ lăn: η ol =0,99
+ Hiệu suất của khớp nối trục : k 1
Vậy ta tính đươc hiệu suất của toàn bộ hệ thống η theo công thức : η = η k ¿ ol 4 ¿ η br 2 ¿ η x =1×0,99 4 ×0,97 2 ×0,960,87
1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ
Tra bảng 2.4 (tr21/TL1) để chọn tỉ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ, từ đó tính số vòng quay đồng bộ dựa vào số vòng quay của máy công tác:
Tỷ số truyền toàn bộ u t của hệ thống là: ut = u1 ×u2 ×u3 u1, u2, u3: Tỷ số truyền của từng bộ truyền tham gia vào hệ dẫn động.
+> ux là tỉ số truyền xích và ta chọn ux = 2,5
+> uh là tỉ số truyền bánh răng trụ 2 cấp và ta chọn uh
Gọi nlv là số vòng quay của máy công tác và được tính theo CT2.17(tr21/TL1): nlv = 60000 z t v = 60000.1,05 9.125 = 56 (vòng/phút)
Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ (nsb ) là: nsb= nlv × ut
= 56 × 25 = 1400 (vòng/phút) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ nđb= 1500 (vòng/phút)
Với điều kiện chọn động cơ là : ¿ ¿ ¿ ¿
Dựa vào bảng P1.3 (tr236/TL1) các thông số kỹ thuật của động cơ 4A với:
P ct = 8,5 (kW) và n db = 1500 (vòng/phút).
Bảng thông số động cơ:
Kiểu động cơ Công suất p
Kiểm tra điều kiện mở máy:
Phân phối tỷ số truyền
- Tính tỉ số truyền chung của hệ theo công thức (Theo CT3.23/48) TL1 ta có : ut n dc n lv 1458
- Tính tỉ số truyền cấp nhanh (u1) và tỉ số truyền cấp chậm (u2) :
Tỉ số truyền của hệ dẫn động: ut= ux×uh ux: Tỷ số truyền bộ truyền xích uh: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc uh u t u x 26
- Với hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ: uh= u1 ¿ u2
- Phân uh theo yêu cầu gọn nhẹ ta có: u1=1,2u2 => uh=1,2u2 2 => u2=√ 1,2 13 =3,29 u1=1,2u2=1,2 × 3,29 = 3,95
Tính toán các thông số trên trục
1.3.1 Tính công suất trên các trục
Vì là sơ đồ tải trọng thay đổi nên công suất trên trục làm việc là:
P II = η P III ol × η br = 0,99 7,78 × 0,97 = 8,1 (kw)
1.3.2 Tính số vòng quay các trục n đc = 1458 (vòng/phút) n I = n u đc kn = 1458 1 = 1458 (vòng/phút) n II = n I u 1 = 1458 3,95 = 369,11 (vòng/phút) n III = n II u 2 = 369,11 3,29 = 112,2 (vòng/phút)
1.3.3 Tính mômen xoắn trên các trục
Bảng đặc tính kỹ thuật của hệ thống truyền động :
Thông số Động Cơ Trục I Trục II Trục III u 1 3,95 3,29 n(v/ph) 1458 1458 369,11 112,2
THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
Thiết kế bộ truyền xích
Các thông số ban đầu:
Có 3 loại xích : xích ống, xích con lăn, xích răng.
Xích ống : Đơn giản, giá thành hạ và khối lượng giảm vì không dùng con lăn nhưng cũng vì thế mà bản lề mòn nhanh Vì vậy chỉ dùng xích ống với các bộ truyền không quan trọng mặt khác yêu cầu khối lượng nhỏ.
Xích con lăn : với kết cấu giống xích ống, chỉ khác phía ngoài ống lắp thêm con lăn, nhờ đó thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa bằng ma sát lăn Kết quả là độ mòn của xích con lăn cao hơn xích ống, chế tạo không phức tạp bằng xích răng nên xích răng sử dụng khá rộng rãi Nó dùng thích hợp khi vận tốc làm việc dưới 10-150 m/s Nên ưu tiên dùng xích một dãy , nhưng ở các bộ truyền quay nhanh, tải trọng lớn nếu dùng xích 2, 3 hoặc 4 dãy sẽ làm giảm được bước xích giảm tải trọng động và kích thước khuôn khổ của bộ truyền.
Xích răng : có khả năng tải lớn, làm việc êm nhưng chế tạo phức tạp và giá thành đắt và dùng xích răng khi vận tốc xích trên 10-15 m/s.
Từ những ưu nhược điểm của từng loại xích trên thì xích con lăn là :ưu việt và thích hợp nhất vì vậy ta chọn : Xích con lăn
2.1.2 Chọn số răng đĩa xích
Số răng z 1 của đĩa xích nhỏ được chọn theo công thức: z 1 = 29 – 2ux = 29 – 2 × 2% ≥ 19 => z 1 %
Số răng đĩa xích bị dẫn z 2 = u × z 1 =¿2 × 25 ¿ 50
Chọn z 2 = 50 ≤ z max = 120 z max được xác định từ điều kiện hạn chế độ tăng bước xích do bản lề bị mòn sau một thời gian làm việc: z max 0đối với xích ống và xích con lăn; z max 0 đối với xích răng
+ P là công suất cần truyền qua bộ truyền xích P= P3= 7,78 (kW)
+ Pt là công suất toán (kW)
+ [P] là công suất cho phép (kW)
+ kn là hệ số vòng quay Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ là: n01= 226 (vòng/phút) kn= n n 01
+ kz là hệ số răng : k z = z o1 z 1 = 25
Theo bảng 5.6(tr82/TL1) được:
+k = k0 × ka × kđc × kbt × kđ × kc trong đó:
k 0 : hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền.Do đường nối tâm các đĩa xích trùng với phương ngang Nên k0 = 1
k a : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, chọn a = (30 ÷ 50)p, suy ra ka = 1.Chọn a = 40 × p
k đc : hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích Do điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích Nên kđc = 1
k bt :hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn Vì môi trường làm việc có bụi, bôi trơn đạt yêu cầu nên chọn kbt = 1,3
k đ : hệ số tải trọng động.Cho tải trọng va đập nhẹ nên ta chọn kđ = 1,2
k c : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền kc = 1 (làm việc 1 ca)
Tra bảng 5.5 (tr81/TL1) với số vòng quay đĩa nhỏ n01 0(vòng/phút) chọn bộ truyền xích một dãy có:
Đường kính chốt : dc= 9,55 (mm) ;
Công suất cho phép : [P]= 19,3 (kW)
Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt ¿ [P]= 19,3 (kW)
Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p pmax
Theo công thức (5.12 tr85/TL1) số mắt xích: x ¿ 2 a p + z 1 + z 2
Lấy số mắt xích chẵn x = 128 (mắt xích)
Tính lại khoảng cách trục a theo công thức (5.13tr85/TL1): a *
1280 (mm) Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng:
Vậy lấy khoảng cách trục : a = a * - a= 1280 – 4 = 1276(mm)
Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14 tr85/TL1): i = 1,7 ≤ imax= 25(bảng 5.9 tr85/TL1)
2.1.5 Tính toán kiểm nghiệm xích về độ bền
Theo bảng 5.2 (tr78/TL1) tải trọng phá hỏng Q = 88,5 kN, khối lượng 1m xích q 3,8kg, k đ = 1,2 (tải trọng va đập nhẹ) Ta có:
F t = 1000× P v = 1000× 1,75 7,78 = 3680 (N) Lực căng do lực ly tâm sinh ra:
F v =q × v 2 =3,8 × 1,75 2 =¿11,6(N) Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
F 0 =9,81 ×k f ×q × a=¿9,81 × 6 × 3,8 × 1276 1000 = 285,4(N) (hệ số võng : kf = 6 do bộ truyền nằm ngang)
Hệ số an toàn: S = k Q đ × F t + F 0 + F v = 1,2× 3680+ 88,5 × 285,4 1000 +11,6 = 18,8 Theo bảng 5.10(tr86/TL1) với p = 31,75mm ; n 3 = 112,2 v/ph [S] = 8,5
Vậy S = 18,8 > [S] = 8,5 => Bộ truyền xích đảm bảo độ bền.
2.1.6 Các thông số của đĩa xích Đường kính vòng chia đĩa xích tính theo công thức 5.17(tr86/TL1) d 1 = p /sin( π / z 1) = 31,75/sin(π/25)= 233 (mm) d 2 = p /sin( π / z 2)1,75/sin(π/50)= 697 (mm) Đường kính vòng đỉnh răng: da1 = p × [0,5 + cotg(π/z1)] 1,75 × [ 0,5 + cotg(π/25)] = 247 (mm) da2 = p × [0,5 + cotg(π/z2)] = 31,75 × [0,5 + cotg(π/50)] = 713 (mm) Đường kính vòng chân răng: d f 1 =d 1 −2 ×r = 233,17 – 2 × 9,62= 214 (mm) d f 2 =d 2 −2 ×r = 697,58 – 2 × 9,62= 678 (mm)
Với bán kính đáy r = 0,5025 × d l + 0,05 = 0,5025×19,05+0,05=9,62(mm) và d l
2.1.6.1 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18) σ H 1 =0,47 × √ k r ×( F t × k đ + F vđ ) × E / A × k đ
[ σ H ¿`0 MPa (ứng suất tiếp xúc cho phép)
=>H1 SH =1,1 hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc
+> KHL là hệ số tuổi thọ xác định theo công thức (6.3 tr93/TL1):
N mH : là bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc
+> NHO số chu kì thay đổi ứng xuất cơ sở khi thử về tiếp xúc Theo công thức (6.5)tr93 ta có:
+> NHE : Số chu kì thay đổi ứng xuất tương đương.
Theo công thức (6.7 tr93/TL1) ta có:
c: Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay n: Số vòng quay trong 1 phút
Trong đó: ZR :Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
ZV :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
KxH :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
KHL :Hệ số tuổi thọ
SH ; SF : Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn
H lim :Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở
Đề bài cho là bánh răng trụ răng nghiêng nên theo CT6.12 tr95/TL1 ta có:
2.2.2.2 Ứng suất uốn cho phép
Do trục quay 1 chiều nên KFC=1
Dựa vào bảng 6.2(tr94/TL1) với thép 45 tôi cải thiện
+> KFL là hệ số tuổi thọ
Theo công thức 6.4(tr93/TL1) ta có:
+> mF : là bậc của đường cong mỏi: mF = 6
+> NFO : Số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về uốn với thép NFO = 4.10 6
Từ công thức (6.7 tr93/TL1) ta có:
2.2.2.3 Ứng suất quá tải cho phép
2.2.3 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
2.2.3.1 Khoảng cách sơ bộ trục
Theo bảng 6.6(tr97/TL1) ta chọn ψba=0,3
Theo bảng 6.5 ta chọn kaC (răng nghiêng)
Theo CT6.16 ta có: bd =0,53 ba ( u 1 +1) = 0,53.0,3.(3,95+1) = 0,71 kHβ : Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.7=> kHβ= 1,05 a w 1 C.(3,95+1)√ 3 381,8 55282,6 2 3,95 1,15 0,4 = 109,75 mm
2.2.3.2 Xác định các thông số ăn khớp
+> Chọn môđun pháp theo công thức 6.17 (tr97/TL1):
+> Chọn môđun theo bảng 6.8 chọn m=2
Chọn sơ bộ ta có 10 ,do đó cos10 0 = 0,9848
Theo công thức (6.31 tr103/TL1) ta có: z 1 = 2 a w 1 cosβ m (u+ 1) = 2.110 cos10 °
Do vậy tỉ số truyền thực sẽ là : u 1m = 95
2.2.4 Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ -răng nghiêng
2.2.4.1 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo công thức 6.33(tr105/TL1), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
+> ZM :hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp Tra bảng 6.5 ta có ZM = 274 (Mpa) 1/3
+> Theo 6.35 : tgβb= cos α t tg β βb:góc nghiêng
tgβb= cos α t tg β = cos20,37 0 tg11,47 0 = 0,19=> βb= 11,77 0
Do đó: ZH 2cos sin 2 b tw
2 cos10, 77 sin(2.20,37 ) = 1,72 +> ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
+> ε β : Hệ số trùng khớp dọc:
+> bw : Chiều rộng vành răng bw1= ψba aw1= 0,3.110 = 33mm
Hệ số ăn khớp ngang: ε α = [1,88 – 3,2.(
1, 67 = 0,77 +> Z ε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
+> Hệ số dịch chỉnh: x1 = x2 = 0 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: d w 1 = 2 a w 1
4,95 I( mm) Đường kính vòng lăn bánh lớn: dw2 = dw1 u= 49×3,95 1(mm) +> Theo (6.40) vận tốc vành răng là : v= π d w 1 n 1
Với v = 3,7m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9
(theo CT6.41) +> KHv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Theo bảng 6.7 ta có: KH =1,05
Theo bảng 6.14 ta có: KH=1,16
+> K H : là hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng
+> K H : là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
Xác định ứng suất cho phép: v=3,7