Đồ án chi tiết máy : Tính toán thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

Đồ án chi tiết máy Phần A: Tính toán động học I. Chọn động cơ điện : Chọn động cơ là công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế chi tiết máy. Việc chọn động cơ phù hợp có ảnh hưởng rất nhiều đến các công việc sau này. Đặc biệt là bản vẽ chi tiết. 1. Xác định công suất trên trục động cơ : Công suất của động cơ phải thỏa mãn điều kiện : Pđc > Pct Trong đó: + Pđc : là công suất của động cơ được chọn + Pct : là công suất làm việc của động cơ Ta có : Với : Plv : là công suất làm việc thực của động cơ làm bánh công tác hoạt động = =2,565 (kw) : Hiệu suất của các quá trình truyền động Tra bảng 2.1111 : Hiệu suất khớp nối = 0,99 : Hiệu suất ổ lăn ổ trượt = 0,99 : Hiệu suất bộ truyền xích (hở) = 0,93 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng nón (kín) = 0,95 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ(kín) = 0,96

114Equation Chapter 4 Section 1Đồ án

chi tiết máy Phần A: Tính toán động học

I Chọn động cơ điện :

Chọn động cơ là công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế chi tiết máy Việc chọn động cơ phù hợp có ảnh hưởng rất nhiều đến các công việc sau này Đặc biệt là bản vẽ chi tiết

1 Xác định công suất trên trục động cơ :

Công suất của động cơ phải thỏa mãn điều kiện :

Pđc > Pct

Trong đó: + Pđc : là công suất của động cơ được chọn

+ Pct : là công suất làm việc của động cơ

lv ct

P P



 Với : Plv : là công suất làm việc thực của động cơ làm bánh công tác

hoạt động

3

2 .10

Ta có :c = 0,99.0,95.0,96.0,995.0,932

=0,7426công suất làm việc của động cơ là :

Pct =

2,5650,7426 = 3,454 (kw)

D



Trong đó :

3,14.450



= 40,339 (vòng /phút)Chọn sơ bộ tỷ số truyền của hệ thống :

+ isbng = 3 là tỉ số truyền sơ bộ ngoài của hệ

+ isbh = 12 là tỉ số truyền sơ bộ cua hộp giảm tốc

Tốc độ quay sơ bộ của động cơ là :

nsbđc = nct.isb= nct isbh isbng

= 40,339.12.3 =1452,204 (v/p)Suy ra : chọn tốc độ sơ bộ của động cơ là :nsbđc = 1500 (v/p)

3 Chọn động cơ cho trạm dẫn động băng tải :

Yêu cầu đối với động cơ cần thỏa mãn:

Pđc > Pct = 3,454 (kw)

nđc nsb 1452,204 (v/p)

k dn

T2

dđc = 35,5 mm

II Phân phối tỷ số truyền của trạm dẫn động băng tải:

1 Tỷ số truyền chung của trạm :

c c ct

2 Phân phối tỷ số truyền chung của cả trạm

Chọn sơ bộ tỷ số truyền ngoài : in  ix  3



c h x

[K01]= [K02]

Ck=1.1

III Tính toán các thông số động học của trạm dẫn:

1 Công suất trên các trục :

lv bt1 bt2

1 1

IV Bảng thông số hệ dẫn động của trạm là:

Do không có yêu cầu gì đặc biệt nên theo 6.1/92[2]

Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=241…285

Với thép 45 tôi cải thiện thì :

u lim1

2.245 70 560Mpa1,8.245 441Mpa

u lim 2

2.230 70 530Mpa1,8.230 414Mpa

 & 0Flim lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

1 ứng suất tiếp xúc cho phép :

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

Theo 6-5[2] NOi = HBi2,4

NO1=30 HB 12,4 =30.2452,4 =16,26.106

NO2=30.HB2,42 =30.2302.4 =13,97.106

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn :

NFo =4.106 Với tất cả các loại thép

- Do bộ truyền chịu tải thay đổi nhiều bậc nên ta có :

3 m

Trong đó: + Ntd : là số chu kỳ tương đương

+ u :là số lần ăn khớp của 1 răng /1 vòng ăn khớp

+ n : là số vòng quay trong 1 phút+ T : là momen xoắn

+ t : là thời gian răng làm việc ở chế độ thứ i+ t : là tổng thời gian làm việc của răng

Ta có :

1

7 td

K là hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc khi có tải thay đổi

- với cấp nhanh sử dụng răng thẳng & Ntd1 > No1  K'n1  1

σtx' min σ  tx 1; σtx2 481,8(Mpa) ứng suất cho phép của cấp nhanh (theo công thức 6.12/95[2]) là :

2 Tính ứng suất uốn cho phép :

Số chu kì tương đương khi có tải thay đổi là :

mf k

Do NFO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NFO=4.106 với mọi loại thép

 ứng uốn cho phép :

-SFlà hệ số an toàn khi tính về uốn Theo bảng 6.2/94[2]:

F

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

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

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

chọn sơ bộ ZR.YS.KxF=1

'' N

III Tính bộ truyền cấp nhanh

1 Chiều dài côn ngoài của bánh côn chủ động :

1 H 2

+ KR là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng Với truyền

động bánh răng côn răng thẳng có:

Ta có: Z1 = 1,6 Z1p = 1,6.18 = 28,8 (răng)

- Đường kính trung bình và mô đun trung bình

dm1 = (1-0,5 Kbe) de1

= (1-0,5.0,25).59,046 =51,665 ( mm)

mtm =

m1 1

Tra bảng 6.8/99[2] chọn theo tiêu chuẩn ta có : mte= 2 (mm)

- Tính lại modun và số răng của bánh chủ động :

     

m1 1

tm

51,6d

57

6

(răng)Vậy chọn số răng của bánh chủ động là : Z1 = 29 (răng)

- Xác định số răng bánh bị động và góc côn chia :

+ Hệ số trùng khớp ngang :

K =1,158 (tính toán phía trên)

-Ktx là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

đồng thời ăn khớp

tx

K =1 (đối với bánh răng côn răng thẳng)

- KtxV là hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.

   

 

tx tx

tx

495,25 481,8495,25

tm m1

2.T K Y Y Yσ

Y= 1 (răng thẳng)

+ tra bảng 6.18/109[2] ta có:

Yu1 = 3,8 và Yu2 = 3,6

u u u uV

K K K K 

Với : - Ku là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

của vành răng khi tính về uốn

be

K 0,25

be 1 be

- Ku là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trong các đôi

răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn đối với răng thẳng Ku= 1

- KuV là đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

u m1 uV

o 2

18,4371,57

 

 

Chiều cao đầu răng ngoài

Chiều cao chân răng ngoài

Đường kính đỉnh răng ngoài

IV Tính bộ truyền cấp chậm

1 Tính sơ bộ khoảng cách trục :

2 tx 3

2

2.140.cos 102.A.cos

b A 0,3.140 42  (mm)Đường kính vòng đỉnh răng :

3 Kiểm nghiệm răng về độ bên tiếp xúc :

b tx

tw

2.cos( )Z





với - b là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

463,63 447,06

.100% 3,5% 5%463,63

1

2.T K Y Y Yσ

o

10,844

 

o o

u u u uV

K K K K 

Với : -Ku là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều

rộng của vành răng khi tính về uốn

be

K 0,25

be 1 be

- Ku là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trong các đôi

răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn đối với răng nghiêng

u

K = 1,37

- KuV là đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

u 1 uV

Z1 = 22 , Z2 = 88

x1 = x2 = 0

Đường kính vòng chia

Đường kính vòng đỉnh răng

Đường kính vòng chân răng

Chiều cao răng

Vì trên trục 3 có 2 bộ truyền xích có chế độ làm việc và chịu tải giống hệt nhau nên

ta tính toán thiết kế cho 1 truyền

1 Chọn loại xích :

Do đặc tính tải trọng không phải là tải trọng nặng,vận tốc thấp,tải thay đổi và rung động mạnh do vậy ta chọn xích ống con lăn 1 dãy

2 Xác định các thông số của bộ truyền xích :

a Xác định sơ bộ số răng của các đĩa xích :

Theo bảng 6.3/97[1] ta có :

với tỉ số truyền in   ta chọn số răng của đĩa nhỏ là Zix 3 1 = 25 (răng)

Số răng của đĩa lớn là :

+ Pt là công suất tính toán

+ P là công suất cần truyền P = 1,2825 (kw)

+ KZ là hệ số số răng đĩa dẫn

01 Z

- Kb là hệ số kể đến điều kiện bôi trơn cho bộ truyền

(bộ truyền làm việc trong môi trường có bụi bôi trơn định kì )

chọn Kb = 1,5

- Kc là hệ số kể về chế độ làm việc của bộ truyền

( yêu cầu bộ truyền làm việc 2 ca/ngày ) chọn Kc = 1,5

- Kd là hệ số kể về tính chất của tải trọng ngoài

(đặc tính tải trọng khi làm việc là va đập mạnh )

d Xác định các thông số của bộ truyền :

- tính sơ bộ khoảng cách trục :(như đã chọn ở trên)

Vậy khoảng cách trục thực tế tối ưu là :

+ Z và n là số răng và số vòng quay của đĩa dẫn hoặc đĩa bị dẫn

+  U là số lần va đập cho phép.với t = 31,75 mm tra bảng 6.6/100[1]

1 3

1000.0,5PF

+ Fo là lực căng do trọng lượng nhánh xích bị dẫn gây ra

F 9,81.k q.A

q là khối lượng của 1 mét chiều dài xích : q = 5,5 kg/m

kf là hệ số phụ thuộc độ võng của xích và vị trí của bộ truyền so với phương ngang là 30o < 40o => kf = 4

d Chiều rộng răng đĩa xích và vành đĩa xích :

Chiều rộng răng đĩa xích :

b 0,93C 0,15 0,93.19,05 0,15 17,5665(mm)    Chiều rộng vành đĩa xích :

B 0,93C 0,15 0,93.19,05 0,15 17,5665(mm)    

5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc cho phép :

ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện sau:

+   txlà ứng suất tiếp xúc cho phép

+ kr là hệ số ảnh hưởng bởi số răng của đĩa xích

kr1 = 0,42 với Z1 = 25+ Ft là lực vòng Ft 2896,97(N)

+ kđ là hệ số phân phối tải trọng không đều trong các dãy kđ = 1 vì có 1 dãy xích

thép tôi cải thiện đạt HB210 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc cho phép

  tx = 600 Mpa đảm bảo độ bền tiếp xúc cho đĩa 1

Suy ra : đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc vì :

7 Các thông số của bộ truyền xích :

Loại xích Xích ống con lăn 1 dãy

de2 = 758,19 mmĐường kính vòng đỉnh

d2 = 773,4 mmĐường kính vòng chân

momen uốn và momen xoắn mặt khác theo yêu cầu thiết kế trục còn làm việc trong thời gian dài (18240 giờ làm việc)

Do các têu cầu trên thì khi thiết kế trục ngoài việc phải đảm bảo độ chính xác hình học cao thì trục còn phải đảm bảo độ cứng vững,độ bền mỏi,độ ổn định dao động khi làm việc.vì vậy để đảm bảo yêu cầu làm việc trên,khi thiết

kế cần chọn vật liệu chế tạo hợp lý, giá thành rẻ,dễ gia công.từ đó ta chọn vật liệu là thép 45 có :

Hình 1





Trong đó :

+ d là đường kính sơ bộ của trục

+ T là momen xoắn trên trục ta xét

+  xlà ứng suất xoắn cho phép

  x= 20 – 35 đối với đầu trục vào

  x= 10 – 15 đối với các tiết diện nguy hiểm

x

63524,40,2.15

x

243044,630,2.15

Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ , khe hở cần thiết và các yếu tố khác

Tra bảng 10.2[1]/189

Chiều dài mayơ bánh răng côn chủ động :

lm13=(1,2 → 1,4)dI = (1,2 → 1,4).30=36…42 (mm)Chọn lm13 = 40 mm

Chiều dài mayơ bánh răng nghiêng chủ động :

lm22=(1,2 → 1,5)dII = (1,2 → 1,5).30 = 36…45 (mm)Chọn lm22 = 45 mm

Chiều dài mayơ bánh răng nghiêng bị động :

lm32 =(1,2 → 1,5)dIII = (1,2 → 1,5).45 = 54…67,5 (mm)Chọn lm32 = 60 mm

Chiều dài mayơ đĩa xích :

lm33 =(1,2 → 1,5)dIII = (1,2 → 1,5).45 = 54…67,5(mm)Chọn lm33 = 60 mm

Tra bảng 10.3/189[2] ta có :

+ k1 là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của vỏ hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

k1 = 12 mm+ k2 là khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp

k2 = 8 mm+ k3 là khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết đến nắp ổ

k3 = 15 mm+ hn là chiều cao nắp ổ và đầu bulong :

hn = 18 mmXác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đoạn trục :

Với : b13 = b = 24 mm chiều rộng vành răng (tính toán trên)

 1 18,43o là góc chia của bánh côn chủ động (tính toán trên)

+ P là lực vòng ,có phương tiếp tuyến với vòng lăn và có phương ngược chiều với chiều quay  (đối với bánh chủ động) và cùng chiều với chiều quay 

(đối với bánh bị động )

+ Pr là lực hướng tâm,có phương hướng kính và chiều hướng vào tâm bánh + Pa là lực hướng trục,có phương song song với trục,chiều hướng vào bề mặt làm việc của răng (hướng từ đáy nhỏ vào đấy lớn)

+ R là phản lực của ổ lăn

Hình 2 : sơ đồ lực trên các bộ truyền

a Lực tác dụng trên bộ truyền cấp nhanh :

77

Với : T1 là momen trên trục I

dm1 là đường kính trung bình của bánh chủ động

- lực hướng tâm Pr và lực hướng trục Pa :

d

Với : T3 là momen trên trục III

- lực hướng tâm Pr và lực hướng trục Pa :

Với : Dlà đường kính vòng tròn qua tâm các chốt

+ mặt phẳng (Oxy) : P ,RK oxyA ,RoxyB ,Pa1

+ mặt phẳng (Oyz) : RoyzA ,RoyzB ,Pr1

+ mặt phẳng (Oxz) : P1

oyz oyz

A B r1

oyz m1

a1 B 11 r1 13

oyz oyz

m1 a1 r1 13 oyz

Md

Hình 5 : thành phần các lực trên trục II

 Tính lực trên trục :

- Thành phần các lực trong các mặt phẳng :

+ theo phương x : P ,P ,Rr3 r2 oxzD ,RoxzG

+ theo phương y : RoyzD ,R ,P ,PoyzG 2 3

xoz xoz

r2 21 23 r3 21 22 a 2 a3 xoz

     

I I

 Tính chính xác các thông số trục III :

- tính momen uốn tương đương tại các mặt cắt nguy hiểm :

2 tđi i 12

nK

max min a

max min a

22

max min m

22

3 1 o

.dW32.dW

Ta chọn đường kính tại chỗ ổ lắp ổ lăn là: dA-A = dB-B = 30 mm

Tại chỗ lắp bánh răng côn là: d = 25 mm

Tại khớp nối là: dK = 25 mm

Kích thước của trục I được xác định :

b Trục II :

n K

max min a

22

max min m

22

Với : momen cản uốn và cản xoắn :

3 II

3 II o

.dW

32.dW

Ta chọn đường kính tại chỗ ổ lắp bánh răng côn là: dE-E = 35 mm

Tại chỗ lắp bánh răng trụ răng nghiêng là: dF-F = 35 mm

+ n là hệ số an toàn chỉ kể riêng ứng suất tiếp

1

nK

max min a

22

max min m

22

3 III o

.dW

32.dW

Với đường kính trục d=25 mm, ta chọn then bằng có :

Tiết diện của then Chiều rộng : b = 8 mmChiều cao : h = 7 mm

Chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 4 mm

Chiều dài rãnh then tại vị trí lắp bánh

Chiều dài rãnh then tại vị trí khớp nối lK = 0,8.lm12= 0,8.60 = 48 (mm)

- kiểm tra điều kiện bền dập và cắt :

Tiết diện của then Chiều rộng : b = 10 mmChiều cao : h = 8 mm

Chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 4,5 mm

Chiều dài rãnh then tại vị trí lắp bánh

Thỏa mãn điều kiện bền dập

 

2

11,3435.32.10

Tiết diện của then Chiều rộng : b = 16 mmChiều cao : h = 10 mm

Chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 5 mm

Chiều dài rãnh then tại vị trí bánh răng

243044,63

40 10 5

Tải thay đổi va đập mạnh => [ d] = 50 (MPa)

=> thỏa mãn điều kiện bền dập

c

2

15,19 MPa50.40.16

243044,63

[ c] = 54 MPa =>  c < [ c]

=> điều kiện cắt được đảm bảo

 Tại chỗ lắp đĩa xích với đường kính trục d=40mm ta chọn then bằng có:

Tiết diện của then Chiều rộng : b = 12 mmChiều cao : h = 8 mm

Chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 4,5 mm

Chiều dài rãnh then tại vị trí lắp bộ

- Kiểm tra điều kiện bền dập và cắt theo công thức

182283,47



- Đặc tính tải trọng va đập mạnh => [ d] = 50(MPa)

do đó để thỏa mãn điều kiện bền dập ta lắp 2 then đối xứng nhau

Vậy thỏa mãn điều kiện bền dập

c

2

15,82 MPa40.48.12

VII Tính chọn ổ lăn :

Vì ổ lăn có nhiều ưu điểm như: mô men ma sát nhỏ, mô men mở máy nhỏ, chăm sóc và bôi trơn đơn giản, thuận tiện sửa chữa và thay thế(ổ lăn là chi tiết được tiêu chuẩn) nên ổ lăn được dùng khá phổ biến

Ta biết đường kính ngõng trục là d = 30 mm, chọn sơ bộ ỏ

đũa côn đỡ chặn cỡ trung rộng 1 dãy ký hiệu 7306 có thông

số

307213,5

Kích thước ổ lăn được chọn theo 2 chỉ tiêu:

-Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ bề mặt làm việc-Khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư

Số vòng quay của trục 1 là n1 = 1450 (v/p) nên khả năng chịu tải động được xác định theo công thức :

m d

C Q L

Trong đó :

+ m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn

103

m 

+ Lh tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ : Lh = 18240 (giờ )

+L là tuổi thọ của ổ lăn tính bằng triệu vòng :

- V là hệ số kể đến vòng nào quay (ở đây vòng trong của ổ lăn quay ) V=1

- Kt là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ Kt = 1

P 292,28

0,45 e V.R 1.647,65

P 101,38

0,15 e V.R 1.669,88

Q = QA = 917,31 (N)Khả năng chịu tải của ổ là :

Vậy đảm bảo được tải tĩnh của trục

Ta nhận thấy rằng tải tĩnh và tải động của ổ đều rất nhỏ nên ta chọn lại ổ

a D

P R

mặt khác do tải quá lớn và trục có lắp bánh răng côn nên ta chọn ổ lăn là ổ đũa côn cho 2 gối đỡ D và G

b Chọn cấp chính xác :

-Vì hệ thống các ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác bình thường (0) và có độ đảo hướng tâm 20 μmm , giá thành tương đối 1.

c Chọn kích thước ổ lăn :

Ta biết đường kính ngõng trục là d = 30 mm, chọn sơ bộ ỏ đũa côn

đỡ chặn cỡ trung rộng 1 dãy ký hiệu 7306 có thông số

307213,5

Kích thước ổ lăn được chọn theo 2 chỉ tiêu:

-Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ bề mặt làm việc

-Khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư

Số vòng quay của trục 1 là n2 = 483,3 (v/p) nên khả năng chịu tải động được xác định theo công thức :

.m d

C Q L

Trong đó :

+ m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn

103

m 

+ Lh tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ : Lh = 18240 (giờ )

+L là tuổi thọ của ổ lăn tính bằng triệu vòng :

0,477 1.1900,23

aD D aG G

P

e

V R P

Như vậy cần tính cho ổ A là ổ chịu tải lớn hơn

Q = QG = 2983,1 (N)Khả năng chịu tải của ổ là :

Vậy đảm bảo được tải tĩnh của trục

Thông số của ổ lăn chọn cho trục D và G là :

Ta biết đường kính ngõng trục là d = 45 mm, chọn sơ bộ ỏ đũa côn

đỡ chặn cỡ trung 1 dãy ký hiệu 7309 có thông số

4510010,83

Kích thước ổ lăn được chọn theo 2 chỉ tiêu:

-Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ bề mặt làm việc

-Khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư

Số vòng quay của trục 1 là n3 = 120,08 (v/p) nên khả năng chịu tải động được xác định theo công thức :

m d

C Q L

Trong đó :