Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Thiết kế hệ dẫn động xích tải

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 lượng Một trong những dạng năng lượng dễ kiếm, dễ sử dụng và có thể có mặt ở khắp mọi nơi đó là điện năng Trong lịch sử phát minh, con người đã thấy rằng chỉ có động cơ điện là một thiết bị tối ưu nhất có tác dụng biến năng lượng 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 như tính khả thi người 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 được 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 như 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 được dùng để giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn

Như 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 như vậy được 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 Nhưng trong đồ án môn học Chi Tiết Máy này, các số liệu đã được cho trước và ta chỉ phải thiết kế hệ thống mà thôi

Mục Lục

Trang Lời nói đầu -1

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

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ

TRUYỀN -1.1> Chọn động cơ

1.2> Phân cấp tỉ số truyền

1.2.1> Tỉ số truyền của hệ dẫn động 1.2.2> Tốc độ vòng quay trên các trục

1.2.3> Công suất và mômen xoắn trên các trục

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN.

2.1> Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc

2.1.1> Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép 2.1.2> Tính toán cấp chậm

2.1.3> Tính toán cấp nhanh 2.2> Thiết ké bộ truyền xích

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

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

3.2> Thiết kế trục và chọn ổ lăn

3.2.1> Tính trục 3.2.2> Chọn ổ lăn

3.3> Chọn khớp nối

CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC.

Tài liệu tham khảo

[1] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Thiết kế hệ dẫn động xích tải Phần 1: Thuyết minh

ÌDữ liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế

• Tmm = 1,4.T1 1 Động cơ • T2 = 0,5.T1 2 Nối trục đàn hồi

• t1 = 6 (h) 3 Hộp giảm tốc • t2 = 9 (h) 4 Bộ truyền xích

• tck = 16 (h) 5 Xích tải

Số liệu cho trước:

1 Lực kéo xích tải -: F = 4.000 (N) 2 Vận tốc xích tải -: v = 0,25 (m/s) 3 Số răng đĩa xích tải -: z = 30

4 Bước xích tải -: p = 25,4 (mm) 5 Thời hạn phục vụ -:Ih = 23.000(h) 6 Số ca làm việc -: 2

7 Góc nghiêng đường nói tâm bộ truyền ngoài: 300

8 Đặc tính làm việc -: va đập nhẹ

Khối lượng thiết kế :

1 Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc - khổ A0 2 Một bản vẽ chế tạo chi tiết - khổ A3 3 Một bản thuyết minh

CHƯƠNG1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN CẤP TỈ SỐ TRUYỀN 1.1,Chọn động cơ

- Công suất công tác trên xích tải: Pct = 1000

=

= 1 (KW) - Công suất yêu cầu trên trục động cơ: Pyc =

=

= 1,143 (KW) Trong đó: η : Hiệu suất tổng của bộ truyền Σ

η = ηng1∗ηng2 ∗ηh = 0,99 0,93 0,95 = 0,875 1

=

=19,69(vg/ph) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là: nđb = 1500(vòng/phút)

Theo bảng P1.2 [1] tập1: Với Pyc = 1,143 và nđb = 1500(vòng/phút)

⇒ Chọn động cơ DK41- 4; có Pđc = 1,7 (KW) , nđc = 1420 (vòng/phút) Hệ số quá tải Kqt = 1,4 1,4

Khối lượng động cơ: G = 39 (kg) Đường kính trục động cơ dđc = 25 (mm)

1.2,Phân cấp tỉ số truyền:

1.2.1,Tỷ số truyền của hệ dẫn động:

69,191420 ==

Tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc: 184.1

Ta có : uh =u1.u2 = 18

Theo bảng(3.1), [1], tập1 tìm được: u1= 5,31 ; u2 = 3,39 Trong đó: u1 : Tỉ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc

u2 : Tỉ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc

1.2.2, Tính tốc độ quay trên các trục:

9 Trên trục công tác: nct = 19,69 (vòng/phút)

9 Trục III : nIII = nct ung2 = 19,69 4 = 78,76(vòng/phút) 9 Trục II : nII = nIII u2 = 78,76 3,39 = 267(vòng/phút) 9 Trục I : nI = nđc =1420 (vòng/phút)

1.2.3, Công suất và mômen trên các trục:

9 Trục công tác: Pct = 1 (KW)

Tct = 9,55 106 485017,869

9 Trục III: PIII = 1,07593

TIII = 9,55 106 130348,576

TII = 9,55 106 40060267

TI = 9,55 106 7843,81420

9 Trục động cơ: Pđc = 1,17899

Tđc = 9,55 106 7922,51420

Trong đó: ηol :Hiệu suất 1 cặp ổ lăn

η Hiệu suất 1 cặp bánh răng

Trục Động cơ I II III Làm Việc Thông số

Tỉ số truyền u 1 5,31 3,39 4 Công suất P (KW) 1,178 1,1663 1,12 1,075 1 Số vòng quay n(vg/ph) 1420 1420 267 78,76 19,69 Mômen xoắn T(N.mm) 7922,5 7843,8 40060 130348,5 485017,8

CHƯƠNGII: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN:

2.1,Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc:

2.1.1,Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép:

9 Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau: Cụ thể, theo bảng 6.1 [1] tập1 chọn:

Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285,cóσb1 =850MPa,σch1 =580MPa

Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240,cóσb2 =750MPa,σch2 =450MPa

9 Phân cấp tỉ số truyền uh =18; cấp nhanh là u1 = 5,31 ; u2 = 3,39 9 Xác định ứng suất cho phép:

Theo bảng 6.2 , [1], tập1, với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 350

Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng⇒[ ]σH ' =min([ ] [ ]σH 1,σH 2)=481,8MPa

σTheo (6.8),[1],tập1: NFE = 60c.tΣ ()

+ ; NfE2 > NFO = 4.106

Số răng bánh nhỏ (công thức 6.31),[1], tập1

um

2 = ==

♦ Các thông số cơ bản của bộ truyền :

Góc prôfin gốc :α =200 (theo TCVN 1065-71)

Góc nghiêng răng : β=31014'24"

Chièu rộng vành răng: bw =ψba.aw2 =0,4.115=46(mm)⇒Mỗi bánh răng có chiều rộng vành răng là: 23 mm

Số răng mỗi bánh răng: Z1 = 26 ; Z2 = 88

Tỉ số truyền cấp chậm: um = 3,38

154,4()855

115.212 2

⎝⎛ +−

zz

Hệ số trùng khớp dọc : 4,4.

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở :

♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (tra bảng 6.5, [1], tập1⇒ ZM= 274 MP3

a

Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :

αε ε

1 2

.Tra bảng 6.13, [1], tập1=>

cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 Tra bảng (6.14), [1], tập1,với CCX9, v<2,5⇒ KHα =1,13.KFα =1,37

Tra bảng: (6.16) được g0 = 73

(6.15) được δH =0,002 ; δF =0,006508,038,3100.64,0.73.002,0.

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :KH =KHβ.KHα.KHv =1,15.1,13.1,01=1,3125

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

Từ cấp chính xác 8⇒ZR =0,95; Với da < 700 ⇒KxH =1; v = 0,64 < 5m/s⇒Zv =1 Do đó theo (6.1) và (6.1a)

[ ] [ ]σH = σH ''.Zv.ZR.KxH =495,4.1.0,95.1=470,6MPa

Như vậy σH <[ ]σH

Vậy bánh răng đã chọn thoả mãn điều kiện tiếp xúc

♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: 0,6847

αε ε

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : 0,777140

141855

Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0 Tra bảng (6.18),[1], tập1ta được : YF1 =3,7

YF2 =3,6525,138,3100.64,0.73.006,0.

Hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF =KFβ.KFα.KFv =1,32.1,37.1,02=1,84

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

ứng suất tiếp xúc cực đại :

biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

ứng suất uốn cực đại :

σ

biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

2.1.3, Tính toán cấp nhanh ( bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ) ♦ Xác định sơ bộ khoảng cách trục :

K (sơ đồ 7)

♦ Các thông số cơ bản của bộ truyền

151,5()1

⎝⎛ +−

♦ 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 ZM” được ZM= 274MP 3

a

Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :

68,143

Vận tốc vòng của bánh răng : 2,12( / )60000

1 1

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :KH =KHβ.KHα.KHv =1,03.1.1,14=1,174

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

[ ] [ ]σH = σH '.Zv.ZR.KxH =481,8.1.0,95.1=457,71MPa

Như vậy σH <[ ]σH

Vậy bánh răng đã chọn thoả mãn điều kiện tiếp xúc

♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: 0,59568

αε ε

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : 1140

1011

Tra bảng (6.18),[1], tập1ta được : YF1 =4,08

YF2 =3,6

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 KFα =1

δυ

Hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF =KFβ.KFα.KFv =1,05.1.1,365=1,433

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

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

ứng suất tiếp xúc cực đại :

biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

ứng suất uốn cực đại :

biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

2.2.Thiết kế bộ truyền xích: 2.2.1> Chọn loại xích:

Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp ⇒dùng xích con lăn

2.2.2> Xác định các thông số của xích và bộ truyền:

Theo bảng (5.4),[1], tập1, với ux = 4, chọn số răng đĩa nhỏ Z1 = 25,

số răng đĩa lớn Z2 = ux.Z1 = 4.25 = 100 <Zmax =120

Theo công thức(5.3),[1],tập1.Công suất tính toán: Pt = P.k.kz.kn

Z1 = 25 25 1

Theo công thức (5.4) và bảng (5.6) có:

k = k0.ka.kđc.kđ.kc.kbt = 1.1.1.1,2.1,25.1,3 = 1,95 Trong đó:

k0=1 (vì tâm các đĩa xích làm với phương ngang 1 góc <400) ka = 1 (a= 4p)

kđc = 1(vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích) kđ = 1,2 (va đập nhẹ)

kc =1,25 (bộ truyền làm việc 2 ca) kbt =1,3 (Môi trường làm việc có bụi)

Dùng xích 2 dãy⇒kd =1,7 2,91( )7

Số lần va đập của xích(công thức 5.14) i = 0,225 [ ] 30146

15 1

Fv = q.v2 = 5.0,20842 = 0,217N

F0 = 9,81.kf.q.a = 9,81.4.5.1,016 = 199,34N Trong đó : kf = 4 (bộ truyền nghiêng 1 góc <400)

d2 = p/sin(180/Z2) = 25,4/sin(180/100) = 808,64 mm

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức (5.18): σH1 =0,47 kr(Ft.Kd +Fvd).E/(A.kd)(306.1,7) 464,4MPa

Tương tự 2

σ =0,47.0,22.(4798,5.1,2+0,63).2,1.105/(306.1,7)=336MPa

kr: tra bảng

A : tra bảng (5.12),[1]

Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB1700⇒[ ]σH =500MPa

Như vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc

Lực tác dụng lên trục: Theo (5.20), Fr = kx.Ft = 1,15.4798,5 = 5518,3 kx = 1,15 (bộ truyền nghiêng 1 góc <400)

.[2,

Dựa vào bảng 10.2 [1], tập1, chọn chiều rộng ổ lăn

d(mm) 18 28 40 0

l 2 =(1,2 1,5).28= 33,6…42 => lm22=lm24= 35(mm) lm23= 40(mm)

l 3 =(1,2 1,5).40= 48 60 => lm32=lm33= 55(mm)

l =0,5( + 0)+ 3 + => lc13= 0,5.(40+15)+10+15 = 52,5(mm) lc34= 0,5(50+23)+10+15= 61,5(mm)

Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay:

)(131405,85.22 23 22

)(1715,85.22 23

)(5,2235,525,85.2212 13

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

Lực từ khớp nối tác dụng lên trục I :

Fx13 = (0,2…0,3).2T1/D0 = (0,2…0,3).2.7843,8/50 = (62,75…94,13) Lấy Fx13 = 90N Lực từ đĩa xích tác dụng lên trục III:

Fy34 = Fr.cos300 = 5518,3.0,866 = 4779N Fx34 = Fr.sin300 = 5518,3.0,5 = 2759N Fr : được xác định khi thiết kế bộ truyền xích

Trong đó D0:đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi(tra 10a,[1],tập 2)

bảng16-Lực từ các bộ truyền bánh răng: 9 Trục I:

N

9 Trục II: Fx23 = Fx12 = 550N; Fy23 = Fy12 = 200 N

Fy22 = Fx22.tgtwtg 760N

= Fy24Fz22 = Fx22.tgβ = 877.tg31,240 = 532 N = Fz24 9 Trục III:

Fx32 = Fx33 = Fx22 = 877(N) Fy32 = Fy33 = Fy22 = 760(N) Fz32 = Fz33 = Fz22 = 532 (N)

Trong đó: Fmki: lực tác dụng theo phương m của chi tiết thứ i trên trục k

Phản lực tại các gối đỡ 0 và 1 của trục I:

∑

Mô men xoắn

222224

Phản lực tại các gối đỡ 0 và 1 của trục III: Mô men uốn

323233

Mô men xoắn

323233

∑

Dấu “-“ chứng tỏ Fx31 ngược với chiều trong biểu đồ phân tích lực

Đường kính các đoạn trục: Vì ở đây trục vào lắp khớp nối để nối với trục động cơ điện có đường kính trục là dđc = 25 mm nên chọn đường kính trục đầu vào d13 = 0,8.dđc = 0,8.25 = 20 mm

Đường kính 2 ngõng trục lắp với ổ lăn lấy bằng d10 = d11 = 25 mm

Vì đường kính chân bánh răng df12 = 24,75mm nhỏ hơn đường kính chỗ lắp ổ lăn nên ta chế tạo bánh răng liền trục

9 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

Sơ đồ trục, chi tiết quay, lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục, biểu đồ mômen uốn Mky,

M trong các mặt phẳng zoy, zox và biểu đồ mômen xoắn Tk đối với các trục được vẽ ở các trang tiếp theo Trên các biểu đồ này ghi giá trị tuyệt đối của các mômen ứng với thiết diện thứ j của trục

kyjkxj

Đường kính trục k tại các tiết diện j sơ bộ được tính: 3

9 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

ở đẩy trục III là trục chịu tải lớn nhất có mômen xoắn lớn , các trục khác không có yêu cầu gì

đặc biệt thì ta chỉ cần kiểm nghiệm độ bền mỏi ở các tiết diện nguy hiểm của trục III

Với thép 45 có :

σ = 600MPa

MPab 0,436.600 261,6436

σ = = được các giá trị cho ở bảng sau :

Tiết diện của

τ = = = và được các giá trị cho ở bảng dưới đây : Tiết diện

ττ ε

Theo bảng 10.11 [1] ,ứng với kiểu lắp đã chọn, σb =600MPa, và đường kính của tiết diện nguy hiểm tra được tỉ sốKσ εσ vàKτ ετ do lắp căng tại tiết diện này, trên cơ sở này dùng giá trị lớn hơn so với tỉ số ở bảng trên để tính KσdvàKτd

Tra bảng10.11 ta được Các tiết diện của trục III

0 2

σσ ε

ττ ε

Theo công thức 10.25, 10.26 [1] ta xác định được Kσdj và Kτdj

dj

áp dụng công thức 10.20, 10.21 và 10.19 [1] ta xác định được hệ số an toàn xét riêng thành phần ứng suất pháp Sσj, hệ số an toàn xét riêng thành phần ứng suất tiếpSτjvà hệ số an toàn ứng với các tiết diện nguy hiểm S

σ = +

−1 ;

Tại các tiết diện nguy hiểm của trục III, S > [S]

Vậy các tiết diện nguy hiểm của trục III đều đảm bảo an toàn về mỏi

9 Chọn kích thước then và kiểm nghiệm độ bền then

Các ổ lăn lắp lên trục theo k6, lắp bánh răng, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then Kích thước của then (bảng 9.1)ứng với các tiết diện trục như sau:

Tiết diện Đườngkínhtrục b×h t1

9 Tính kiểm nghiệm độ bền của then

Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập theo (9.1) và độ bền cắt theo (9.2) Kết quả tính toán trong bảng dưới đây(với lt = 1,35d)

3.2.2 > Chọn ổ lăn

9 Cho trục vào

Với tải trọng nhỏ và chỉ có lực hướng tâm nên dùng ổ bi đỡ một dẫy cho gối đỡ 0 và 1

Với kết cấu trục như hình vẽ và đường kính ngõng trục d= 25 mm, theo bảng “ổ bi đỡ một dẫy“ ta chọn ổ cỡ đặc biệt nhẹ, vừa:Kí hiệu ổ 105 có đường kính trong d=25 mm, đường kính ngoài D = 47 mm, khả năng tải động C =7,9kN, khả năng tải tĩnh Co= 5,04 kN

Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

-Vì trên đầu vào của trục có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần chọn chiều của Fx13 ngược với chiều đã dùng khi tính trục(tăng phản lực trên các ổ).Khi đó

∑ r

Phản lực tổng trên hai ổ:

Phản lực tổng tại 2 gối đỡ khi tính trục là FΣ10 =305N;FΣ11 =173N

Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với Fr = FΣ11 =390(N) Tải trọng động qui ước:Theo công thức (11.3), với Fa = 0

ƒ V :hệ số kể đến vòng nào quay.(=1 khi vòng trong quay)

ƒ kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ.(=1 khi nhiệt độ <105) ƒ kd:hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, Tra bảng (11.3)[1]

ƒ X : hệ số tải trọng hướng tâm.(=1 vì chỉ chịu lực hướng tâm) ƒ Y : hệ số tải trọng dọc trục

Khả năng tải động :