Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Xích Tải (Kèm File Autocad Full)

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM

KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC

CHI TIẾT MÁY

Sinh viên thực hiện : Phan Nguyễn Thái Bình MSSV : G0900186

Ngành đào tạo : Ô tô –máy động lực

Người hướng dẫn: Dương Đăng Danh Ký tên: ……… ………….Ngày hoàn thành:……… ….….Ngày bảo vệ:………

ĐỀ TÀI Đề số 1: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

Phương án số 10

Hệ thống dẫn động xích tải gồm:

1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ

2- Bộ truyển đai thang

3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

4- Nối trục đàn hồi

5- Xích tải

Số liệu thiết kế:

- Lực vòng trên xích tải F (N) : 2500

- Vận tốc xích tải v (m/s) : 1,2

- Số răng đĩa xích dẫn z : 9

- Quay một chiều,làm việc hai ca,tải va đập nhẹ ,một năm làm việc 300

ngày ,1 ca làm việc 8 giờ

………

Tài liệu tham khảo:

- “tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí” tập 1 của Trịnh Chất và Lê

1 ĐỘNG CƠ ĐIỆN

1.1 Loại động cơ điện:

Loại động cơ chúng ta chọn là loại động cơ 3 pha không đồng bộ

1.2 Đặc tính kỹ thuật và chọn động cơ:

1.2.1 Xác định công suất động cơ

- Hiệu suất truyền động:

η=η đ × η kn × η ol4× η br2

Trong đó các hiệu suất được tra từ bảng 2.3 trang 19 [1]

η đ =0,95 hiệu suất bộ truyền đai

η kn =0,99 hiệu suất khớp nối

η ol=0,99 hiệu suất của một cặp ổ lăn

η br=0,97 hiệu suất của một cặp bánh răng trụ

1.2.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ

- Số vòng quay của trục công tác máy:

Tham khảo bảng 2.4 trang 21 [1] ta chọn

u d =2,5 tỉ số truyền động đai thang

u h =8 tỉ số truyền hộp giãm tốc hai cấp

u t=8 ×2,5=20

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

n sb=n lv × u t=72,727× 20=1454,54 vòng/phút

- Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ n đb=1500 vòng/phút

- Từ P ct =2,984kW và n đb= 1500 vòng/phút.Theo bảng P1.3 trang 237 [1]

ta chọn kiểu động cơ 4A100L4Y3 có thông số như bảng sau đây:

Công suất

kW

Vận tốcquay v/p

2 HỘP GIẢM TỐC VÀ TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN

ĐỘNG CƠ KHÍ

2.1 Hộp giảm tốc và phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc:

Hộp giảm tốc của ta là hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp,cặp bánhrăng cấp nhanh nghiêng,cấp chậm thẳng.Để phân phối tỷ số truyềntrong hộp giảm tốc 2 cấp thỏa mãn điều kiện bôi trơn tất cả các cấp

bằng cách ngâm trong dầu ta sử dụng công thức 3.19 trang 102 [3]

u1= 50 43

2.2 Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí

2.2.1 Xác định tỉ số truyền u t của hệ thống dẫn động:

u t=n đc

n lv=

1420 72,727=19,525

2.2.2 Phân tỷ số truyền của hệ thống dẫn động u t

2.2.3 Lập bảng đặc tính động cơ

- Công suất trên các trục:

- Số vòng quay trên các trục

n đc=1420 vòng/phút

n1=n đc

u d=

1420 2,5 =568 vòng/phút

n2=n1

u n=

568 2,95=192,54 vòng/phút

n3=n2

u c=

192,54 2,46 =78,27 vòng/phút

3 TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG

- Thời hạn sử dụng L h=8 × 2× 8 ×300=38400giờ

3.1 Chọn vật liệu

- Ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau.Cụ thể theo bảng 6.1 [1]

- Bánh nhỏ :thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có σ b 1=850 MPa

,σ ch1=580MPa

- Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có σ b 2=750 MPa ,

σ ch2=450MPa

- Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245; độ rắn bánh lớn HB2=230

3.2 Ứng suất cho phép

3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H]

Theo công thức 6.1 [1]

3.2.2 Ứng suất uốn cho phép

Theo công thức 6.1 [1]

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn N FO=4×106 với tất cả loại thép

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương N FE

 [σ F 1]c ´â p nhanh =252 MPa

 [σ F 2]c ´â p nhanh =263,57MPa

 [σ F 1]c ´â p ch ´â m =252 MPa

 [σ F 2]c ´â p ch ´â m =263,57MPa

Vậy :

[σ F 1]= ¿252 MPa

[σ F 2]=263,57MPa

3.2.3 Ứng suất tiếp xúc,và uốn cho phép khi quá tải

Với bánh răng tôi cải thiện

[σ H]max=2,8σ ch=2,8× 450=1260 MPa

[σ F 1]max=0,8 σch 1=0.8 ×580=464 MPa

[σ F 2]max=0.8 σch 2=0,8 × 450=360 MPa

3.3 Tính toán cấp nhanh: bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

3.3.1 Các thông số cơ bản của bộ truyền

- Khoảng cách trục a w 1=K a(u n+ 1) 3

T1 moment xoắn trên trục bánh chủ động ( trục 1) T1=55820,42 Nmm

Ѱ ba là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục Theo

6.6 [1] ta chọn Ѱ ba=0,3

Ѱ bd =0,53Ѱ ba(u n+1) =0,53×0,3(2,95+1)=0,63

K Hβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.Tùy thuộc vào vị trí của bánh răng đối với các ổ và hệ số Ѱ bd xác định ở trên , theo bảng 6.7 [1] ta

chọn K Hβ=1,07 ;F Fβ= 1,17

[σ H]=[σ H]nhanh=495,45 MPa

 a w 1=110,44 mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn a w 1=125 mm

3.3.2 Xác định các thông số ăn khớp

- Xác định modun của cặp bánh răng cấp nhanh

m n=(0,01÷0,02)a w 1

Theo tiêu chuẩn ta chọn m n=2 mm

- Công thức liên hệ giữa khoảng cách trục a w 1 ;số răng bánh nhỏ cấp nhanh

z1n ;số răng bánh lớn cấp nhanh z2n;góc nghiêng β và modum của cặp bánh răng cấp nhanh m n của bộ truyền ăn khớp ngoài:

3.3.3 Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Góc nghiêng răng β 10015'47,15' '

Góc profin răng α t

α t=arctg(cos β tgα )=20,3 00

Góc ăn khớp α tw α tw=α t=20,3 00

Góc nghiêng răng

trên hình trụ cơ

3.3.4 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa

mãn điều kiện sau:

Vận tốc vòng v= π d w 1 n2

568

60000=1,874 m/s

v=1,874<2,5

Với vận tốc <4 theo bảng 6.13 [1] ta chọn cấp chính xác 9

K Hα hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp ,đối với bánh răng nghiêng ta tra ở bảng 6.14 [1]

K Hα=1,13;K Fα=1,37

δ H hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp ,theo bảng 6.15 [1]

δ H=0,002 ;δ F=0,006

g0 hệ số kể đến ảnh hưởng của sự sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 ,nó

phụ thuộc modun và cấp chính xác.theo 6.16 [1] g0=73

σ H= 417,65 MPa

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo 6.1 với v=1,874 m/s <5m/s Z v=1 ; với cấp chính xác động học là

9 ,chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8,khi đó cần gia công đạt độ nhám R a=2,5 …1,25µm,do đó Z R=0,95 với d a<700mm, K xH=1

 [σ H]=[σ H]Z v Z R K xH=470,68MPa

Vậy σ H<[σ H] thỏa mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc3.3.5 Kiểm nghiệm 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:

Y F 1 ;Y F 2hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 ,phụ thuộc vào số răng tương

đương và hệ số dịch chỉnh.theo 6.18 [1] Y F 1=3,65 Y F 2=3,6

K Fβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng khi tính về uốn bảng 6.7 [1]

K Fα hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đổng

thời ăn khớp khi tính về uốn.tra bảng 6.14 [1]

[σ F]=[σ F]Y R Y S K xF

Y R =1 hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Y S=1,08-0,0695ln(m)=1,032 hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

K xF=1 do d a<400mm hệ số kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

- Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt ,ứng suất tiếp xúc cực

đại σ Hmax không được vượt quá một giá trị cho phép

σ Hmax=σ H√K qt ≤[σ H]max

σ Hmax=433,57 ×√1,5=531,01< 1260=[σ H]max thỏa

- Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng ,ứng

suất uốn cực đại σ Fmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép

σ Fmax=σ F K qt ≤[σ F]max

σ F 1 max=83,63 ×1,5=125,445< ¿464MPa => thỏa

σ F 2 max=82,48 ×1,5=123,72<464MPa => thỏa

3.4 Tính toán cấp chậm:bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

3.4.1 Các thông số cơ bản của bộ truyền

- Khoảng cách trục a w 2=K a(u c+ 1) 3

Ѱ ba là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục Theo

6.6 [1] ta chọn Ѱ ba=0,39

Ѱ bd =0,53Ѱ ba(u c+1) =0,53×0,39(2,46+1)=0,72

K Hβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.Tùy thuộc vào vị trí của bánh răng đối với các ổ và hệ số Ѱ bd xác định ở trên , theo bảng 6.7 [1] ta

chọn K Hβ=1,095 ;F Fβ=1,205

[σ H]=[σ H]chậm=481,8 MPa

 a w 2=157,52mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn a w 2=160 mm

3.4.2 Xác định các thông số ăn khớp

- Xác định modun của cặp bánh răng cấp chậm

m c=(0,01÷0,02)a w 2

Theo tiêu chuẩn ta chọn m c=2 mm

- Công thức liên hệ giữa khoảng cách trục a w 2 ;số răng bánh nhỏ cấp chậm

z1 c ;số răng bánh lớn cấp chậm z2 c;góc nghiêng β và modum của cặp bánh răng cấp chậm m c của bộ truyền ăn khớp ngoài:

Lúc này tỉ số truyền thực của cấp chậm là:

u c =113+ 4646 =2,456 sai lệch nằm trong khoảng cho phép

Lúc này a w 2=2 ×46+113

2 =159 mm

Theo tiêu chuẩn chọn a w 2=160mm do đó cần dịch chỉnh để tăng

khoảng cách trục từ 159mm lên 160 mm

- Hệ số dịch tâm theo 6.22 [1]

3.4.3 Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

d2=m n z2 n cosβ=226 mm

Đường kính đỉnh

Góc profin răng α t

α t=arctg(cos β tgα )=2 00

Góc ăn khớp α tw α tw=200 57'42,25''

Hệ số trùng khớp

Đường kính vòng

3.4.4 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa

mãn điều kiện sau:

Vận tốc vòng v= π d w 1 n1

192,54

60000=0,93 m/s

v=0,93<2,5

Với vận tốc <2 theo bảng 6.13 [1] ta chọn cấp chính xác 9

K Hα hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp ,đối với bánh răng nghiêng ta tra ở bảng 6.14 [1]

K Hα=1,13;K Fα=1,37

δ H hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp ,theo bảng 6.15 [1]

δ H=0,006 ;δ F=0,016

g0 hệ số kể đến ảnh hưởng của sự sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 ,nó

phụ thuộc modun và cấp chính xác.theo 6.16 [1] g0=73

v H=δ H g0v√a w

u =3,28

- K Hv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo 6.1 với v=0,93 m/s ; Z v=1 ; với cấp chính xác động học là 9 ,chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9,khi đó cần gia công đạt độ nhám R z

=10 …40µm,do đó Z R=0,9 với d a<700mm, K xH=1

 [σ H]=[σ H]Z v Z R K xH=433,62MPa

Vậy σ H<[σ H] thỏa mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc3.4.5 Kiểm nghiệm 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:

ε α=0,57 hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Y β=1 hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Số răng tương đương z v 1;z v 2

z v 1= z1

cos 3β=46

z v 2= z2

cos3β=113

Y F 1 ;Y F 2hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 ,phụ thuộc vào số răng tương

đương và hệ số dịch chỉnh.theo 6.18 [1] Y F 1=3,615Y F 2=3,55

K Fβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng khi tính về uốn bảng 6.7 [1]

K Fα hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đổng

thời ăn khớp khi tính về uốn.tra bảng 6.14 [1]

K F=K Fβ K Fα K Fv =1,398

 σ F 1=79,11MPa

 σ F 2= ¿77,69MPa

- Tính chính xác ứng suất uốn cho phép:

[σ F]=[σ F]Y R Y S K xF

Y R =1 hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Y S=1,08-0,0695ln(m)=1,032 hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

K xF=1 do d a<400mm hệ số kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

- Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt ,ứng suất tiếp xúc cực

đại σ Hmax không được vượt quá một giá trị cho phép

σ Hmax=σ H√K qt ≤[σ H]max

σ Hmax=429,46 ×√1,5=525,98<1260=[σ H]max thỏa

- Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng ,ứng

suất uốn cực đại σ Fmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép

σ Fmax=σ F K qt ≤[σ F]max

σ F 1 max=79,11×1,5=118,665< 464 MPa => thỏa

σ F 2 max=77,69 ×1,5=116,535<464 MPa => thỏa

3.5 Kiểm tra điều kiện bôi trơn

Điều kiện bôi trơn được đảm bảo khi bánh răng lớn cấp nhanh chìm trongdầu tới chân răng thì bánh răng lớn cấp chậm không được ngâm dầu quá 13 lần bán kính đỉnh răng của nó

Từ hình ta thấy khi bánh răng lớn cấp nhanh ngậm trong dầu đến chân răng thì bánh răng lớn cấp chậm bị ngập một đoạn h

Vậy điều kiện bôi trơn được thỏa

3.6 Xác định lại tỉ số truyền đai thang

- Tỉ số truyền của hệ thống u t=19,525

- Sau khi thiết kế hộp số, u n=2,968 ;u c= 2,466

 Tỷ số truyền của đai thang là u đ= u t

u n ×u c=2,668

4 TRUYỀN ĐỘNG ĐAI THANG

4.1 Chọn loại đai và tiết diện đai

Công suất của trục động cơ là P đc=3,49kW,có số vòng quay n đc=1420

vòng/phút Dựa vào bảng 4.1 [1] ,ta chọn tiết diện đai loại A

4.2 Xác định các thông số của bộ truyền:

4.2.1 Đường kính bánh đai nhỏ d1

- Từ bảng 4.13 [1] ta chọn đường kính bánh đai nhỏ d1=125mm

- Vận tốc đai v= π d1n dc

Ta chọn đường kính tiêu chuẩn d2=315 mm

Vậy tỉ số truyền thực tế của bộ truyền đai là:

u t= d2

d1(1−ε)=

315 125(1−0,02)

u t=2,571

Δyu= u t−u đ

2,668−2,571 2,668 =3,6 % sai số nhỏ hơn 4% chấp nhận được4.2.2 Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l

- Theo bảng 4.14 [1] chọn sơ bộ d a

Theo tiêu chuẩn ( bảng 4.13 [1] )ta chọn l=1400 mm

Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây

với h =8 mm ta thấy a thỏa điều kiện:

Trị số a cần thỏa mãn điều kiện:

0 , 55(d1+d2)+h ≤ a ≤2(d1+d2)

4.3 Xác định số đai, chiều rộng và đường kính ngoài bánh đai

4.3.1 Xác định số đai

Số đai z được tính theo công thức:

[P o]C α C1C u C z

trong đó:

- P1=3,49 kW là công suất trên trục bánh đai chủ động

- K đ =1,25 là hệ số tải trọng động bảng 4.7 [1]

- [P o] công suất cho phép , theo bảng 4.19 [1] ứng với v=9,29m/s và d1

=125mm ta chọn [P o]=2kW

- C α hệ số ảnh hưởng của góc ôm α1 ,theo bảng 4.15 [1] ta chọn C α=0,92

- C1 hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai ,theo bảng 4.16 [1] ,ứng với

l

l o=

1400

1700=0,824 ta chọn C1=0,95Với l0 =1700 là chiều dài lấy làm thí nghiệm ,tra trong bảng 4.19 [1]

- C u hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền ,theo bảng 4.17 [1] ,ứng với

Lấy z =3 đai

4.3.2 Xác định bề rộng và đường kính ngoài bánh đai

- Bề rộng đai B=(z-1)t +2e

Theo bảng 4.21 [1] đối với đai loại A ta có t=15 mm ,e=10 mm ,

h0=3,3 mm

B= (3-1)×15 +2×10 =50mm

- Đường kính ngoài của bánh đai

d a 1=d1+2h0=125 +2×3,3= 131,6mm

d a 2=d2+2h0= 315+ 2×3,3=321,6 mm

4.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

4.4.1 Lực căng ban đầu trên 1 đai

4.5 Xác định ứng suất lớn nhất trong dây đai và tuổi thọ đai

4.5.1 Ứng suất lớn nhất trong dây đai

h số ma sát nhỏ nhất để b truyền đai không bị trượt ệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền đai không bị trượt ộ truyền đai không bị trượt

trơn

trong đó F t=1000 P1

2 v =187,84 N lực vòng tác dụng lên mỗi dây đai

theo bảng 4.13 [1] ta chọn góc biên dạng bánh đai ƴ =400

4.5.2 Tuổi thọ dây đai

Theo công thức 4.37 trang 146 [3] tuổi thọ dây đai:

Chiều rộng bánh đai B, mm 50

5.1 Chọn vật liệu:

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 có

σ b=600MPaỨng suất uốn cho phép:

[τ ]= 12…20MPa

5.2 Tính thiết kế trục

5.2.1 Tải trọng tác dụng lên trục:

- Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng

Lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền bánh răng được chia làm 3thành phần: lực vòng F t;lực hướng tâm F r;lực dọc trục F a.Phương chiều được biểu diễn như sơ đổ trên.Độ lớn như sau:

F r 1 c =F r 2 c =F t 1 c tg(α tw)

cos ( β ) =3427,36 ×

tg20,96

1 =1312,90 N

- Lực tác dụng từ bộ truyền đai và khớp nối:

Đối với bộ truyền đai thang, lực F r đ có phương chiều như hình vẽ,độ lớn được xác định trong phần đai thang

T3 = 373361,44Nmm :moment xoắn trên trục 3

D0=130 mm : đường kính vòng tròn qua tâm các chốt tra từ

bảng 16-10a [2]

 F r kn=1436 N

5.2.2 Tính sơ bộ trục:

- Đường kính sơ bộ trục được xác định theo moment xoắn

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

- Chiều rộng ổ lăn b0

Từ đường kính trục ,tra theo bảng 10.2 [1] ta được chiều rộng các ổ lăn

như sau:

b01= ¿ 19 mm ,chiều rộng ổ lăn trên trục 1

b02= ¿ 23 mm,chiều rộng ổ lăn trên trục 2

b03 =27 mm ,chiều rộng ổ lăn trên trục 3

Chọn gối O bên tay trái làm gốc như hình

Kí hiệu l mki là chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i ,lắp trên tiết diện i của trục k

l ki là khoảng cách từ gối đỡ O đến tiết diện thứ I trên trục thứ k

- Chiều dài mayo bánh đai,bánh răng trụ

- Chọn trị số của k1;k2;k3;h n theo bảng 10.3 [1]

k1=10 mm khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

k2 =5 mm khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

k3 =10mm khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

h n =15 mm chiều cao nắp ổ và đầu bulong

Sơ đồ khoảng cách trên trục