ĐỒ án THIẾT kế đề số 17 THIẾT kế hệ THỐNG dẫn ĐỘNG XÍCH tải

uh là tỉ số truyền hộp giảm tốc trục vít bánh răng được chọn trong khoảng 30 ÷ 200.. Động cơ Số vòng quay Tỉ số truyền Bộ truyền Bộ truyền Bộ truyềnn dc vg/ph chung u ch đai u d trục vít

ĐẠI HỌC QUỐC GIA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 4

GIỚI THIỆU ĐỒ ÁN 5

CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 6

1 Lựa chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 6

2 Xác định các thông số kỹ thuật 7

Bảng thông số kỹ thuật 8

CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI 9

1 Chọn loại đai và tiết diện đai 9

2 Xác định các thông số của bộ truyền 9

3 Xác định số dây đai 10

4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 11

Bảng thông số của bộ truyền đai 12

CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT – BÁNH VÍT 13

1 Chọn vật liệu 13

2 Tính toán thiết kế 14

3 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc 14

4 Kiểm nghiệm độ bền uốn 15

5 Tính toán nhiệt 15

6 Lực tác dụng lên bộ truyền 16

7 Kiểm nghiệm độ cứng trục vít 16

Bảng thông số bộ truyền trục vít – bánh vít 17

CHƯƠNG IV: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ THẲNG RĂNG NGHIÊNG 18

1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép 18

2 Tính toán thiết kế cặp bánh răng trụ răng nghiêng 20

3 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc 21

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 22

Bảng thông số của bộ truyền bánh răng 24

5 Bôi trơn hộp giảm tốc trục vít – bánh răng 25

CHƯƠNG V: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN 26

1 Chọn vật liệu 26

2

2 Phân tích lực tác dụng lên trục 26

3 Tính toán trục 27

4 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 36

5 Kiểm nghiệm về độ bền tĩnh 37

6 Kiểm nghiệm độ bền của then 38

CHƯƠNG VI: TÍNH TOÁN VÀ CHỌN Ổ LĂN – TÍNH TOÁN NỐI TRỤC 40

1 Tính toán và lựa chọn ổ lăn cho trục 1 40

2 Tính toán và lựa chọn ổ lăn cho trục 2 41

3 Tính toán và lựa chọn ổ lăn cho trục 3 42

4 Tính toán nối trục 44

CHƯƠNG VII: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ 45

1 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc 45

2 Các chi tiết khác 46

3 Dung sai lắp ghép 49

Bảng sung sai lắp ghép 50

KẾT LUẬN 52

TÀI LIỆU THAM KHẢO 53

3

TIEU LUAN MOI download : skknchat@gmail.com

LỜI NÓI ĐẦU

Đất nước đang trong con đường công nghiệp hóa và hiện đại hóa thì ngành công nghiệp là ưu tiên hàng đầu để phát triển Một nền công nghiệp hiện đại phát triển không thể thiếu vai trò của ngành cơ khí vì nó tác động trực tiếp đến quá trình sản xuất một sản phẩm Trong đó, việc thiết kế, cải thiện hệ thống truyền động ngày càng hiệu quả hơn là một công việc cốt lõi của cơ khí Chính vì thế, nắm bắt, hiểu rõ về hệ thống truyền động và vận dụng tốt lý thuyết vào công việc thiết kế là một yêu cầu thiết yếu đối với các sinh viên chuyên ngành cơ khí.

Động cơ điện thường có tốc độ quay vô cùng lớn, nhưng khi ứng dụng vào sản xuất trên thực tế thì nhiều trường hợp cần tốc độ nhỏ hơn nhiều Do đó để làm giảm tốc độ từ động cơ sao cho phù hợp với yêu cầu của các máy móc, người ta đã tạo ra hộp giảm tốc, ngoài ra dùng hộp giảm tốc cũng nâng cao tải trọng của động cơ Đồ án thiết kế hệ thống

cơ khí giúp ta tìm hiểu quy trình thiết kế hộp giảm tốc, bằng việc vận dụng các kiến thức đã học ở các môn Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật,…và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về chuyên ngành cơ khí Thêm vào đó, trong quá trình học, sinh viên được tiếp xúc, tìm hiểu các phần mềm thiết kế như AutoCad… làm giàu thêm kinh nghiệm cũng như

kỹ năng cần thiết cho công việc trong tương lai.

Trong quá trình thực hiện đồ án thiết kế máy,em xin chân thành cảm ơn giáo viên hướng dẫn thầy Nguyễn Hữu Lộc và các bạn sinh viên đã giúp em hoàn thành và đưa ra nhận xét để hoàn thiện hơn

Do chưa có đủ kinh nghiệm và kiến thức còn hạn chế nên đồ án có nhiều thiếu xót Rất mong nhận được những ý kiến đóng góp giúp em có thể làm tốt hơn trong những đồ

án sau Em cảm ơn.

Sinh viên thực hiệnNguyễn Khoa Nam

4

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP HCM

Sinh viên thực hiện : Nguyễn Khoa Nam MSSV: 1813158

Người hướng dẫn : Nguyễn Hữu Lộc Ký tên:

Ngày hoàn thành : Ngày bảo vệ:

ĐỀ TÀI

Đề số 17: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

Phương án số: 6

Hệ thống dẫn động xích tải gồm: 1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Bộ truyền đai

thang; 3- Hộp giảm tốc trục vít – bánh răng; 4- Nối trục đàn hồi; 5- Xích tải (Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ)

T1 T

CHƯƠNG I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1) Lựa chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

1.1) Công suất động cơ:

Công suất trên trục công tác:

Công suất đẳng trị:

Hiệu suất chung của toàn hệ thống:

∑ = đ tv br kn ol 4 = 0,96.0,8.0,98.1.0,9954 = 0,738 trong

đó: (theo bảng 3.3 [1])

đ - Hiệu suất của bộ truyền đai để hở: 0,96

tv - Hiệu suất của bộ truyền trục vít: 0,8

br - Hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn: 0,98

kn - Hiệu suất của bộ truyền khớp nối: 1

ol - Hiệu suất của một cặp ổ lăn: 0,995

Công suất cần thiết của động cơ:

Số vòng quay của trục công tác:

trong đó:

v là vận tốc xích tải (m/s)

z là số răng đĩa xích dẫn (răng)

pc là bước xích (mm)

1.2) Lựa chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền:

Tỉ số truyền chung được xác định bằng công thức:

u = u d u h = u d u tv u br trong đó:

ud là tỉ số truyền của bộ truyền đai thang được chọn trong khoảng 2 ÷ 5

uh là tỉ số truyền hộp giảm tốc trục vít bánh răng được chọn trong khoảng 30 ÷

200 utv là tỉ số truyền bộ truyền trục vít – bánh vít

ubr là tỉ số truyền bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Ta chọn động cơ có công suất Pdc = 7,5 kW với số vòng quay và phân bố tỉ số truyền hệ thống truyền động trên bảng 1.1:

Bảng 1.1

6

Động cơ Số vòng quay Tỉ số truyền Bộ truyền Bộ truyền Bộ truyền

n dc (vg/ph) chung u ch đai u d trục vít u tv bánh răng u br

Từ các tỉ số truyền trong bảng, ta chọn động cơ không đồng bộ 3 pha 3K132M2 với các

thông số kỹ thuật như sau:

2) Xác định các thông số kỹ thuật

Công suất trên các trục:

Công suất trên trục công

tác: Công suất trên trục III:

Công suất trên trục II:

Công suất trên trục I:

Công suất trên trục động cơ:

Số vòng quay:

Số vòng quay trên trục động cơ: ndc = 960 vg/ph

Số vòng quay trên trục I:

Số vòng quay trên trục II:

Số vòng quay trên trục III:

Số vòng quay trên trục IV: n 4 = n 3 =14,88 vg/ph

Momen xoắn trên trục:

7

TIEU LUAN MOI download : skknchat@gmail.com

Các thông số kỹ thuật được trình bày trong bảng 1.2

Thông số đầu vào:

Công suất: P = 8,74 kW

Số vòng quay: n = 960 vg/ph

Tỉ số truyền: u = 1,44

Momen xoắn trên trục bánh dẫn: T = 86,94 Nm

1) Chọn loại đai và tiết diện đai

8

TIEU LUAN MOI download : skknchat@gmail.com

Với công suất P = 8,74 kW và số vòng quay n = 960 vg/ph, ta chọn đai loại B với thông số:

Ta chọn sơ bộ a theo d2: a ≈ 1,3d2 = 291 mm (thỏa điều kiện)

Chiều dài đai L theo khoảng cách trục a:

Chọn L = 1250 mm

Kiểm nghiệm tuổi thọ đai:

Tính chính xác khoảng cách trục a theo L tiêu chuẩn:

9

Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai: C L = = = 0,91

Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai: Cz = 1 (Chọn sơ bộ)

Chọn chiều rộng bánh đai theo dây đai: B = 120

mm Đường kính ngoài của bánh đai:

d a1 = d 1 + 2b = 160 + 2.4,2 = 168,4 mm

d a2 = d 2 + 2b = 224 + 2.4,2 = 232,4 mm

với chiều rộng đai theo tiêu chuẩn: b = 4,2 mm

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

Lực căng đai ban đầu:

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT

Momen xoắn trên trục vít: T1 = 123,48 Nm

Momen xoắn trên trục bánh vít: T2 = 2133,85 Nm

1.2) Ứng suất tiếp xúc cho phép

Với vật liệu chế tạo bánh vít là đồng thau không thiếc Br AlFe9-4, ta

có: [σσ H ] = (276÷300) – 25v s = (276÷300) – 25.3,86 =

(179,5÷203,5) => [σH] = 200 MPa

1.3) Ứng suất uốn cho phép

Với bộ truyền làm việc một chiều, ứng suất uốn cho phép [σF] được tính theo công thức:

12

TIEU LUAN MOI download : skknchat@gmail.com

Tính toán lại ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σH] = (276÷300) – 25.3,486 = (188,85÷212,85) = 200

MPa Giá trị phù hợp với giá trị đã chọn

Trục vít:

Trong đó:

Tổng momen uốn tương đương:

Thỏa điều kiện bền

Kiểm nghiệm độ bền uốn của bánh vít:

Thỏa điều kiện độ bền uốn

Nhiệt độ môi trường xung quanh: t0 = 300

Hệ số thoát nhiệt qua bệ máy: ψ = 0,3

Vậy nhiệt độ nằm trong phạm vi cho phép

6) Lực tác dụng lên bộ truyền

14

TIEU LUAN MOI download : skknchat@gmail.com

7) Kiểm tra độ cứng trục vít

trong đó:

l : khoảng cách giữa 2 ổ, chọn sơ bộ: l = 0,95d2 = 0,95.450 = 427,5 mm

Ie : momen quán tính tương đương mặt cắt trục vít, mm4

Tính toán kiểm nghiệm

16

TIEU LUAN MOI download : skknchat@gmail.com

Công suất trên trục dẫn: P2 = 6,65 kW

Công suất trên trục bị dẫn: P3 = 6,48 kW

Momen xoắn trên trục bánh dẫn: T2 = 2133,85 Nm

Momen xoắn trên trục bị dẫn: T3 = 4158,87 Nm

1) Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép

1.1) Chọn vật liệu cho bánh răng

Do không có yêu cầu đặc biệt và chỉ chịu công suất vừa và nhỏ nên ta chọn vật liệu cho bánh răng như sau:

Bánh nhỏ: Thép 45 được tôi cải thiện, có độ rắn 280 HB, giới hạn bền b = 850 MPa, giới hạn chảy ch = 580 MPa

Bánh lớn: Thép 45 được tôi cải thiện, có độ rắn 265 HB, giới hạn bền b = 750MPa, giới hạn chảy ch = 450 MPa

1.2) Ứng suất tiếp xúc cho phép

Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Hệ số an toàn: sH = 1,1

Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ H1 ] = 0H lim1 = 630 = 567 MPa

[σ H2 ] = 0H lim2 = 600 = 589,1 Mpa

Do bánh răng trụ răng nghiêng:

1.3) Ứng suất uốn cho phép

Ứng suất uốn cho phép:

Chọn mn = 7 theo tiêu chuẩn.

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Do bánh răng trụ răng nghiêng:

Ta có: σH = 221,49 MPa < [σH] = 344,31 MPa nên bánh răng đủ bền tiếp xúc

Số răng tương đương:

Ứng suất uốn tại chân răng:

Vậy bánh răng đủ bền uốn

21

TIEU LUAN MOI download : skknchat@gmail.com

Bảng 4.1: Thông số bộ truyền bánh răng

Tính toán kiểm nghiệm

22

TIEU LUAN MOI download : skknchat@gmail.com

5) Bôi trơn hộp giảm tốc trục vít – bánh răng

Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và

đề phòng các chi tiết bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Vì vận tốc vòng của trục vít vtv < 10 m/s và của bánh răng vbr = 0,416 m/s < 12 m/s nên ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu là tối ưu nhất

Gọi:

h1 là khoảng cách từ tâm bánh vít đến mức dầu;

h2 là khoảng cách từ tâm bộ truyền bánh răng trụ đến mức dầu;

hm là chiều cao từ đường kính vòng đỉnh của bánh vít đến mức dầu bôi

trơn; hmin là khoảng cách từ đường tâm đến mức dầu thấp nhất;

hmax là khoảng cách từ đường tâm đến mức dầu cao nhất;

Chọn mức dầu tối thiểu của hộp: hmin = 200 mm

Khoảng cách mức dầu cao nhất và thấp nhất hmax – hmin =

23

Lực hướng tâm:

Lực dọc trục:

Lực tác dụng của bánh đai lên trục:

Lực tác dụng của nối trục đàn hồi:

Với D0 = 300 mm là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi

Khoảng cách giữa các ổ trên trục vít:

trong đó daM2 là đường kính vòng ngoài bánh vít

Chiều dài may ơ bánh đai:

L1 = 485/2 = 242,5 mm

Lực tác dụng lên bánh đai: Frd = 1266,5 N

Lực tác dụng lên trục vít:

Momen do lực dọc trục sinh ra:

Phản lực theo phương y của các ổ:

Phản lực theo phương x của các ổ:0

26

TIEU LUAN MOI download : skknchat@gmail.com

Biểu đồ momen trục 1Momen tương đương ứng với các tiết diện:

Chọn ứng suất cho phép [σ] = 70 MPa

Đường kính trục tương ứng với các tiết diện:

Khoảng cách từ hộp đến chi tiết quay e1 = 20 mm

Khoảng cách giữa các chi tiết quay: e2 = 15 mm

Chiều dài mayo bánh răng trụ dẫn:

Lực tác dụng lên bánh vít:

Momen do lực dọc trục sinh ra:

Lực tác dụng lên bánh răng trụ dẫn:

Momen do lực dọc trục sinh ra:

Phản lực theo phương y của các ổ:

Phản lực theo phương x của các ổ:

29

Biểu đồ momen trục 2Momen tương đương ứng với các tiết diện:

Chọn ứng suất cho phép [σ] = 65 MPa

Đường kính trục tương ứng với các tiết diện:

Phản lực theo phương y của các ổ:

Phản lực theo phương x của các ổ:

32

TIEU LUAN MOI download : skknchat@gmail.com

Biểu đồ momen trục IIIMomen tương đương ứng với các tiết diện:

Chọn dK = 85 mm

Do lắp ổ lăn, chọn dL = 90 mm

Do có rãnh then: dM = 1,05.87,06 = 91,42 mm Chọn dM = 100

mm Do lắp ổ lăn, chọn dN = dL = 90 mm

4) Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Với thép C45 thường hóa có: b= 600 MPa

-1 = 0,45 b = 0,45.600 = 270 MPa

τ -1 = 0,25 b = 0,25.600 = 150 MPa

Hệ số ảnh hưởng của trị số trung bình đến độ bền mỏi: đối với thép cacbon

mềm σ=0,05; τ] = 15…50 Mpa=0

Để thỏa điều kiện độ bền mỏi, hệ số an toàn phải thỏa:

Chọn [s] = 3, ta không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng

sσ : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp Theo công thức 11.15 [1]:

sτ] = 15…50 Mpa : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện J Theo công thức 11 16 [1]:

Với � – hệ số tăng bền bề mặt: � = 1 (không dùng các biện pháp tăng bền bề mặt)

Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ đối xứng Do đó

Giới hạn bền σb = 600 MPa, trục có rãnh then → Hệ số Kσ = 1,75, Kτ] = 15…50 Mpa = 1,5

Kích thước then bằng, trị số momen cản uốn và momen cản xoắn ứng với tiết diện như sau:

Để đề phòng khả năng biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳng

hạn khi mở máy), cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

Vậy tất cả các trục đều thỏa độ bền tĩnh

6) Kiểm nghiệm độ bền của then

Với các chi tiết dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt

Kiểm nghiệm then theo độ bền dập:

35

TIEU LUAN MOI download : skknchat@gmail.com

Với ll là chiều dài làm việc của then: l l ≈ 0,8σl m

Kiểm nghiệm then độ bền cắt:

Kết quả tính toán được thể hiện dưới bảng sau:

Đối với then bằng làm bằng thép C45 lắp trên trục hộp giảm tốc làm việc với tốc độ

trung bình, va đập nhẹ, ta có: [σd] = 130 ÷ 180 MPa và [τ] = 15…50 Mpac] = 90 MPa

Vậy các mối ghép then đều thỏa điều kiện bền dập và cắt

TIEU LUAN MOI download : skknchat@gmail.com

CHƯƠNG 6: TÍNH TOÁN LỰA CHỌN Ổ LĂN

1) Tính toán và lựa chọn ổ lăn cho trục 1

Thông số cho trước:

Số vòng quay: n = 29,76 vg/ph

Đường kính vòng trong: tại tiết diện lắp ổ lăn dB = dD = 50 mm

Thời gian làm việc: Lh = 5.290.1.8 = 11600 giờ

1.1) Chọn sơ bộ loại ổ

Vì tải trọng lực dọc trục Fa tương đối lớn F a /F r =9483,78/2916,73 = 3,25 > 0,7 nên ta sử

dụng hai ổ đũa côn cỡ trung cho gối đỡ tại B và ổ bi đỡ cho gối đỡ tại D

Với kết cấu trục 1 và đường kính trục d = 40 mm, chọn ổ đũa côn tại B và ổ bi đỡ cỡ nhẹ

tại D có kích thước như sau:

Do ta sử dụng ổ đũa côn nên trong ổ xuất hiện lực dọc trục phụ do lực hướng tâm Fr tác

dụng lên ổ sinh ra:

S 0 = S 1 = 0,8σ3e.F rB = 0,83.0,31.2811,59 = 723,42

N Lực tác dụng lên ổ, chọn sơ đồ bố trí kiểu O

→ F a0 = S 1 – F a = 723,42 – 9483,78 = – 8760,36 N F a1 = S 0 + F a = 723,42 + 9483,78 = 10207,20 N

Fa0 < S0 nên ta chọn Fa0 = S0 = 723,42 N

Kσ – Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng: Kσ = 1,2

Kt – Hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ (0C): Kt = 1 (nhiệt độ < 1000C)

V – Hệ số xét đến vòng nào quay: V = 1 (vòng trong quay)

F a /(VF rB ) = 3,373 > e = 0,31 → X = 0,4 ; Y = 1,94

37

Tuổi thọ tính bằng triệu vòng:

Tải trọng quy đổi tác động lên ổ:

Do sử dụng ổ kép: C = 1,71.100 = 171 kN

Khả năng tải động của ổ:

Vậy ổ thỏa điều kiện tải động

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo

Tại D:

Lực dọc trục Fa coi như bằng 0

Kσ – Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng: Kσ = 1,2

Kt – Hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ (0C): Kt = 1 (nhiệt độ < 1000C)

V – Hệ số xét đến vòng nào quay: V = 1 (vòng trong quay)

X=1;Y=0

Tải trọng quy đổi tác động lên ổ:

Khả năng tải động của ổ:

Vậy ổ thỏa điều kiện tải động

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo

2) Tính toán và lựa chọn ổ lăn cho trục 2

Thông số cho trước:

Số vòng quay: n = 29,76 vg/ph

Đường kính vòng trong: tại tiết diện lắp ổ lăn dB = dD = 80 mm

Thời gian làm việc: Lh = 5.290.1.8 = 11600 giờ

2.1) Chọn sơ bộ loại ổ:

Lực dọc trục tổng: F a = F a2 + F a3 = 5541,76 – 2198,22 = 3343,54 N

Vì tải trọng lực dọc trục Fa tương đối lớn Fa/Fr = 3343,54/14034,44 = 0,238 < 0,3 nên ta

chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ cho gối đỡ tại E và H

Với kết cấu trục 2 và đường kính trục d = 80 mm, chọn ổ đũa côn có kích thước như sau: