Đô Án Chi Tiết Máy-Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Xích Tải

Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơ khí chế tạo máy. Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung sai lắp ghép và cơ

Lời nói đầu

Trong tất cả các máy móc cơ khí đều có sự chuyển động cơ học của các bộ phận của máy Muốn có sự chuyển động thì cần phải có năng lợng Một trong những dạng năng lợng dễ kiếm, dễ sử dụng và có thể có mặt ở khắp mọi nơi đó là

điện năng Trong lịch sử phát minh, con ngời đã thấy rằng chỉ có động cơ điện là một thiết bị tối u nhất có tác dụng biến năng lợng điện thành cơ năng để thực hiện một chuyển động cơ học cần thiết

Trong sản xuất công nghiệp, để nâng cao năng suất và hiệu quả kinh tế cũng nh tính khả thi ngời ta chỉ chế tạo ra các động cơ điện có công suất và vận tốc quay là một giá trị cụ thể nào đó đã đợc lập trong các bảng tiêu chuẩn Trong khi đó, các chuyển động cơ học trong các máy móc lại cần những công suất bất kì, không theo một dẫy số tiêu chuẩn nào Vì vậy, các động cơ điện không thể truyền trực tiếp công suất sang cho các hệ thống chuyển động mà phải thông qua thiết bị chuyển đổi công suất dễ chế tạo hơn Một trong các thiết bị nh vậy là hộp giảm tốc Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền không đổi và đợc dùng để giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn.

Nh vậy, ta thấy rằng, một hệ thống máy móc chuyển động cần phải có động cơ, bộ truyền, hộp giảm tốc (hoặc hộp tăng tốc) và hệ thống tải Một hệ thống nh vậy đợc gọi là hệ thống dẫn động cơ khí

Trên thực tế , khi thiết kế một hệ thống dẫn động cơ khí ta phải khảo sát tất cả các số liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế Nhng trong đồ án môn học Chi Tiết Máy này, các số liệu đã đợc cho trớc và ta chỉ phải thiết kế hệ thống mà thôi.

Trong phần II của bản thuyết minh này có trình bầy phần tính toán thiết kế bằng máy tính Ngôn ngữ lập trình sử dụng ở đây là ngôn ngữ Pascal và AutoLisp Trong phần lập trình này chỉ trình bầy chơng trình tính toán một cách cơ bản, cha hoàn thiện về mặt giao diện cũng nh cha tính đến hết các yếu tố về mặt giao thức xảy ra

Mục Lục

Trang

Lời nói đầu -1

Phần I - Thuyết minh -3

I .Dữ liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế -3

II Phân tích và trình bầy cơ sở của sơ đồ cơ cấu -4

III Chọn động cơ điện -4

IV Phân tích tỷ số truyền -5

V Tính công suất, số vòng quay và mômen xoắn trên trục -6

VI Tính các bộ truyền -6

đồ án môn học Chi tiết máy

II.Phân tích và trình bầy cơ sở tính toán của sơ đồ cơ cấu

Chuyển động từ động cơ 1 qua bộ truyền đai 4 vào trục vào của hộp giảmtốc 3 Tại trục ra của hộp giảm tốc, nhờ có nối trục đàn hồi 2 mà chuyển động đ-

ợc truyền tới xích tải 5 để thực hiện công việc cần thiết

Động cơ làm việc theo chu kì làm việc-nghỉ với tải trọng thay đổi Do đó, tacoi động cơ làm việc với công suất tơng đơng không đổi mà mất mát năng lợng

do nó sinh ra tơng đơng với mất mát năng lợng do công suất thay đổi gây nêntrong cùng một thời gian (thờng tính trong một chu kì làm việc) Nhng trên thực tế,lới điện không bao giờ ổn định nên nếu tính quá sát với lý thuyết thì dễ bị hỏng

động cơ Vì vậy, trong đồ án này ta tính công suất tính toán của động cơ trong tr ờng hợp tải trọng không đổi

Khi chọn động cơ cho phù hợp với yêu cầu thiết kế, ta phải dựa vào cáctiêu trí: công suất, số vòng quay đồng bộ, các yêu cầu về quá tải, mômen mởmáy và phơng pháp lắp đặt động cơ Nhng ở đây, để cho đơn giản ta chỉ dựa vàohai điều kiện chính là:

sb db

P P

n n

Khi phân phối tỷ số truyền ta có thể dựa vào nhiều tiêu trí khác nhau nh :

Xuất phát từ các yêu cầu về công nghệ

Kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, làm việc tin cậy

Có thể mắc trực tiếp vào lới điện công nghiêp

Giá thành tơng đối thấp và dễ kiếm

Không cần điều chỉnh vận tốc

Hiệu suất và hệ số công suất không cần cao

 Công suất làm việc trên xích tải:

Từ điều kiện làm việc của động cơ :

*Với tải trọng không đổi thì công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ đợc

P

(Kw)

Plv ; Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác

 ; Hiệu suất chung của toàn hệ thống

Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác :

1000

25,1.41501000

kw V

Do có ma sát nên công suất từ động cơ truyền đến xích tải bị hao mòn khi

đi qua bộ truyền đai, hai cặp bánh răng ăn khớp trong hộp giảm tốc, bốn cặp ổ

lăn và nối trục đàn hồi Do vậy, hiệu suất chung của hệ thống dẫn động là:

 k.brt.brc.ol4 d





Trong đó:

 d : Hiệu suất bộ truyền đai

 brt: Hiệu suất của một cặp bánh răng trụ ăn khớp

 brt: Hiệu suất của một cặp bánh răng côn ăn khớp

 o : Hiệu suất của một cặp ổ lăn

 nt: hiệu suất của nối trục đàn hồiTra hiệu suất trong bảng: Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ“Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ” ” ta

.

P

= 6 , 12 85

, 0

2 , 5

 (Kw)

 công suất trên truc của động cơ phải là: P P P dc 6 , 12 (kW)

dm dc

lv dc

25 , 1 1000 60

1000 60

ph vg p

 u h: tỉ số truyền trung bình của hộp giảm tốc

 u d : tỉ số truyền của bộ truyền đaiCác tỉ số truyền này đợc tra trong bảng: “Tỉ số truyền nên dùng cho các bộ

truyền trong hệ”. ta đợc:

Tỉ số truyền Truyền động bánh răng

côn-trụ hai cấp

Truyền động đaidẹt thờng

ph vg n

kW P

dc dc

+)Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ

Chon sơ bộ số vòng quay của động cơ ndb = 1500 (v/ph) (Kể đến sự trợt ndb=

1450 (v/ph), tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống Usb đợc tính theo công thức:

  

82,145

145

ct

db úb

n

n

IV.Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung của hệ thống :

67,66

n

n u

2

5,43



d

ch h d h

u u u u u

Ta có : u h u cham.u nhanh

và với vỏ hộp khai triển phân đôi ta có thể chọn u nhanh  1 , 2 u cham

2 , 1

75 , 21 2

, 1

2 , 1

h

u u

u u

 u nhanh  1 , 2 u cham  1 , 2 4 , 26  5 , 11

Trong đó :

 u nhanh : tỷ số truyền của bộ truyền cấp nhanh

 u cham : tỷ số truyền của bộ truyền cấp chậm

V.Tính công suất, số vòng quay và mômen xoắn trên trục

Dựa vào công suất cần thiết của động cơ và sơ đồ hệ dẫn động ta tính các trị

số của công suất, mômen và số vòng quay trên các trục

n n

d dc

 29605( )

1450

4950,4.10.55,9

10.55,

mm N n

P T

1450

ph vg u

n n

3165,4.10.55,9

10.55,

mm N n

P T

76,283

ph vg u

n n

1451,4.10.55,9

10.55,

mm N n

P T

10.55

dc

ct

bánh đai nhỏ (cũng chính là mômen xoắn trên trục động cơ)

140

280)

1.(

%100.)(

u

u u

(phạm vi cho phép)

Khoảng cách trục: a(1,52).(d1d2)(1,52).(140280)630840(mm)

vì bộ truyền quay không nhanh lắm nên ta chọn a=2000(mm)

Chiều dài đai:

a

d d d d a l

.4

)(

2

).(

.2

2 1 2 2

60000

2900.140.60000

1

s m n

58 , 21

i s l

v

i      => đã thoả mãn.

Tăng chiều dài đai thêm 100 (mm) dùng để nối đai

=> chiều dài thực tế của đai: l=4662+100=4762(mm)

Góc ôm trên bánh đai nhỏ:

a

d d

1

57)

(

180  





(150 là góc ôm tối thiểu yêu cầu đối với đai vải cao su)

Chiều dầy đai: theo bảng “ Tỉ số của chiều dầy đai và đờng kính bánh đai

40

1404040

lớp đai là 3

ứng suất có ích cho phép: [  F ]  [  F ] 0 C.C v.C0

trong đó:

 C : hệ số kể đến ảnh hởng của góc ôm 1 trên bánh đai nhỏ đến khả năngkéo của đai, tra bảng ”Trị số của hệ số kể đến ảnh hởng của góc ôm” ta đợcgiá trị 1,0

 C v: hệ số kể đến ảnh hởng của lực li tâm đến độ bám của đai trên bánh đai,tra bảng “Trị số của hệ số kể đến ảnh hởng của vận tốc” ta đợc giá trị 0,88

 C0: hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền trong không gian và phơngpháp căng đai, tra bảng “Trị số của hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền”

ta đợc giá trị 1

 [  F ] 0: ứng suất có ích cho phép (MPa) và đợc tính :

1 2 1

] [

d k k

2 1

k k

140

3 10 5 , 2 ]

) ( 4662

2000 4

) 140 280 ( 2

) 280 140 (

2000 2

0

0 0

15001

,176

2000

57)

140280(180

Chiều rộng đai: 41( )

3.012,2

1,1.8,224]

[

mm K

F b

F

d t

Tra bảng “ Chiều rộng bánh đai và sai lệch giới hạn” ta chọn Chiều rộng bánh

đai B=501(mm) và chiều cao phần lồi h=1(mm).

d) Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng ban đầu:

) ( 216 40 3 8 , 1

F0 0 b  N

Lực tác dụng lên trục:

)(4322

01,176sin.216.22sin

2 Truyền động bánh răng

a) Chọn vật liệu bánh răng

Đây là hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nên ta chọn vật liệu là thépnhóm I Cụ thể, tra bảng “Cơ tính của một số vật liệu chế tạo bánh răng” ta chọn :Loại bánh

răng hiệu thépNhãn Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bềnb Mpa Giới hạn chảych MPa

258 , 21

7794 , 4 1000

N





 ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở :H0lim=2.HB+70

 hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc : S H =1,1

 ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở : 0

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn :N FO1 N FO2=4 10 6

Số chu kì thay đổi ứng suất tiếp xúc tơng đơng : 

 i : chỉ số chỉ thứ tự chế độ làm việc của bánh răng đang xét

 Tmax: mômen xoắn lớn nhất của bộ truyền

 c : số lần ăn khớp trong một vòng quay

 t : tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

8 3

3 3

max 1

1

3 4

3 7 , 0 3 4

4 1 25000 11 , 5

1450 1 60

.

HE

t

t T

T t

u

n c

6

max

8 6

6 6

max 1

1

3 4

3 7 , 0 3 4

4 1 25000 11 , 5

1450 1 60

.

FE

t

t T

T t

0 lim

0 lim

0 lim



1,1

560

]

0 1 lim

530

]

0 2 lim

,1

1.1.441

.]

0 1 lim

,1

1.1.414

.]

0 2 lim

8 , 2

8 , 2 ]

) ( 464 580 8 , 0

8 , 0 ]

) ( 360 450 8 , 0 8

, 0 ]

Trªn ®©y lµ ta tÝnh cho cÊp nhanh nhng ta còng cã kÕt qu¶ t¬ng tù cho cÊp chËm.Víi cÊp nhanh dïng r¨ng th¼ng nªn øng suÊt tiÕp xóc cho phÐp :

[ ] ,[ ]  481,8( )min

][H  H 1 H 2  MPa

Víi cÊp chËm dïng r¨ng nghiªng nªn øng suÊt tiÕp xóc cho phÐp:

) ( 25 , 636 509 25 , 1

] [

25 , 1 ) ( 4 , 495

2 8 , 481 509 2

] [ ] [ ]

[

2

2 1

,

MPa MPa H

H H

 Xác định sơ bộ khoảng cách trục :

3

2

1 1

][

.)

1(

ba nhanh H

H nhanh

a w

u

K T u

K a

 ba: hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục Tra bảng

” Trị số của các hệ số ba ” ta chọn ba= 0,3

 K a: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng Tra bảng “

Trị số của các hệ số K a ” ta chọn K a= 49,5

 K H : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

khi tính về tiếp xúc.Với hệ số bd =0,53.ba.(u+1)=0,53.0,3.(5,11+1)=0,97149, tra bảng “ Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trênchiều rộng vành răng K H ” ta chọn K H =1,03 (sơ đồ 7)

) ( 34 , 133 3

, 0 11 , 5 8 , 481

03 , 1 29605 ).

1 11 , 5 ( 5 ,

2

133.2)

1(

.21

1071

arctg t

2 5 , 0 cos

) (

5 ,

mm z

z m



0 1

26,25133

20cos.128arccoscos

2 1

u

a d

1 21

1 2 , 3 88 , 1 cos 1 1 2 , 3 88 , 1

2 1

0sin

sin

 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra trong bảng “ Trị

số của các hệ số và Z M ” đợc Z M =274MPa 13

Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :

6097,1)20.2sin(

1.22

sin

cos.2

698,143

1 1

s m n

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :K H K H.K H.K Hv  1 , 03 1 1 , 16  1 , 19.

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

) ( 8 , 481 ] [ ) ( 4

,

406

64 , 43 095 , 5 40

) 1 095 , 5 (

19 , 1 29605 2 876 , 0 6097 , 1 274

.

) 1 (

2

1 1

MPa MPa

d u b

u K T Z

Z

Z

H

w nhanh w

nhanh H

1 1

107

1

107 cos 3

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

khi tính về uốn với bánh răng thẳng K F  1

Tra bảng “Hệ số tải trọng động” ta đợc K Fv  1 , 38

Hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F K F K F K Fv  1 , 05 1 1 , 38  1 , 45

ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:

) ( 252 ]

[ ) ( 1 , 59 2

64 , 43 40

08 , 4 1 589 , 0 45 , 1 29605

2

.

.

.

2

1 1

1 1

m d b

Y Y Y K

T

F w

w

F F

ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:

)(5,236][)(2,5408

,4

60,3.4,61

2 1

2 1

Y

Y

F F

T T

[ ) ( 9 , 480 4 , 1 4 , 406

mãn điều kiện tránh biến dạng d hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

ứng suất uốn cực đại :

) ( 464 ]

[ ) ( 96 , 85 4 , 1 4 , 61

[ ) ( 88 , 75 4 , 1 2 , 54

điều kiện phòng biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng

d) Tính toán cấp chậm ( bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng )

Đây là cấp tách đôi, tuy nhiên ta vẫn coi nó nh không tách đôi Sau khi tính

xong bộ truyền ta chia đôi chiều rộng vành răng và các lực tác dụng lên trục

 Xác định sơ bộ khoảng cách trục :

3

2

2 2

][

.)

1(

ba cham H

H cham

a w

u

K T u

K a

 ba: hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục Tra bảng

” Trị số của các hệ số ba ” ta chọn ba= 0,5

 K a: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng Tra bảng “

Trị số của các hệ số K a ” ta chọn K a= 43

 K H : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

khi tính về tiếp xúc.Với hệ số bd=0,53.ba.(u+1)=0,53.0,5.(4,26+1)=1,3939,

tra bảng “ Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng K H ” ta chọn K H =1,24 (sơ đồ 3)

) ( 54 , 161 5

, 0 26 , 4 8 , 481

24 , 1 68 , 145272 ).

1 26 , 4 (

2

162.2)

1(

1281

arctg t

) 29 123 (

2 5 , 0 cos

) (

5 ,

mm z

z m



Gãc ¨n khíp :

0 0

2

2

162.2

20cos.2)

12830(arccos

2

cos.)

a

m z



866 , 0

30 2 ) cos(

128 2 ) cos(

162.21

2 2

u

a d

514 , 1 866 , 0 128

1 30

1 2 , 3 88 , 1 cos 1 1 2 , 3

88

,

1

2 1

2

30 sin 81

79 , 22 cos

 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra trong bảng “ Trị sốcủa các hệ số và Z M ” đợc Z M =274MPa 31

Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :

495 , 1 ) 58 , 23 2 sin(

03 , 28 cos 2 2

sin

cos 2 Z

514,143

1 2

s m n

,

480

5 , 61 267 , 4 81

) 1 267 , 4 (

42 , 1 68 , 145272

2 910 , 0 495 , 1 274

.

) 1 (

2

1 2

MPa MPa

d u b

u K T Z

Z

Z

H

w cham w

cham H

1 1

Tra bảng “Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồngthời ăn khớp“ khi tính về uốn với bánh răng thẳng K F  1 , 37.

Tra bảng “Hệ số tải trọng động” ta đợc K Fv  1 , 01

Hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F K F.K F.K Fv  1 , 5 1 , 37 1 , 01  2 , 08

ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:

) ( 252 ]

[ ) ( 6 , 116

2 5 , 61 81

70 , 3 786 , 0 661 , 0 08 , 2 68 , 145272

2

.

2

1 1

1 2

1

MPa MPa

m d b

Y Y Y K T

F

w w

F F

,3

60,3.6,116

2 1

2 1

Y

Y

F F

F F

1 1

T T

[ ) ( 65 , 568 4 , 1 6 , 480

thoả mãn điều kiện tránh biến dạng d hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

ứng suất uốn cực đại :

) ( 464 ]

[ ) ( 24 , 163 4 , 1 6 , 116

1 max



) ( 360 ]

[ ) ( 76 , 158 4 , 1 4 , 113

2 max

29605 ]

.[

2 ,

2 , 0

68 , 145272 ]

.[

2 ,

2 , 0

72 , 594290 ]

.[

2 ,

Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lự c

Dựa vào bảng 10.2 chọn chiều rộng ổ lăn :

( 5 ,

( 5 ,

22 13

) ( 5 , 160 5 , 49 105 2

22331 11

) ( 5 , 58 12

d)

Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục

Chọn hệ trục toạ độ 0xyz nh hình vẽ với qui ớc về chiều và các dấu tơng ứng

của lực đối với các trục :

 Fmki: lực tác dụng theo phơng m của chi tiết thứ i trên trục k

 r ki : toạ độ điểm đặt lực trên bánh răng thứ i trên trục k

 hr ki: hớng răng của bánh răng thứ i trên trục k, bằng 1 khi răng phải và bằng

-1 khi răng trái

 cb ki: vai trò của bánh răng thứ i trên trục k, bằng 1 khi chi tiết quay là chủ

động và bằng -1 khi chi tiết quay là bị động

 cq k:chiều quay của trục thứ k, nhìn từ mút trục bên phải nếu thấy quay cùng

chiều kim đồng hồ thì có giá trị là -1, ngợc lại thì có giá trị là 1

Xét hộp giảm tốc đang làm việc ở trạng thái ổn định => các chi tiết quay lắp trên

trục chuyển động quay tròn đều => sử dụng các phơng trình cân bằng lực và cân

bằng mômen để tính các phản lực ở ổ lăn lên trục

 Xét trục I :

Lực tác dụng lên trục của bánh đai:F y12=432(N)

Lực từ bộ truyền bánh răng tác dụng lên trục :

)(8,135664

,43

29605

2.1.1.2

64,432

64,432

2

2

13

1 13 1 13

13 13

13 1 13

13

d

T cb cq d

d F

cb cq r

r F

w w

w t

) ( 2 , 640 26

, 25 64 , 43

29605

2 1

13 13

105 2 , 640 5 , 58 432

F

0

F 0 ) (

11

13 13 12 y12 11

11 11 13 13 12 y12 0

N l

l F l F

l F l F l F

m

y y

y y

4 , 440 2 , 640 432 ( ) (

0 0

11 13 12 10

11 13 10 12

N F

F F F

F F F F F

y y y y

y y y y yk

105 8 , 1356

F

0

F 0 ) (

11

13 x13 11

11 11 13 x13 0

N l

l F

l F l F

m

x

x xk