đồ án thiết kế trạm dẫn động xích tải

Đồ án “Thiết kế trạm dẫn động xích tải” nhằm củng cố lại kiến thức về Sức bền vật liệu, Nguyên lý máy, Chi tiết máy… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về thiết kế cơ khí, tiếp cận

LỜI NÓI ĐẦU

Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp các hệ thống truyền động ở khắp nơi, nhất là hệ

thống truyền động băng tải Hệ thống này đóng vai trò rất lơn trong đời sống và trong sản xuất.

Đồ án “Thiết kế trạm dẫn động xích tải” nhằm củng cố lại kiến thức về Sức bền vật liệu,

Nguyên lý máy, Chi tiết máy… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về thiết kế cơ khí, tiếp cận với các chi tiết máy hơn như bánh răng, trục, ổ lăn… tạo điều kiện cho sinh viên có thuận lợi về việc làm sau khi ra trường Bên cạnh đó Đồ án cũng tạo điều kiệ cho sinh viên hoàn thiện hơn về kỹ năng sử dụng phần mềm đồ họa máy tính, một công cụ không thể thiếu đối với một kỹ sư cơ khí.

Chúng em xin trân thành cám ơn thầy giáo PGS.TS Vũ Ngọc Pi, thầy giáo KS Lê Văn Nhất, cùng các thầy cô trong bộ môn và các bạn đã tận tình chỉ bảo hướng dẫn chúng em để chúng

em hoàn thiện được Đồ án này.

Song với những kiến thức còn hạn chế và kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên Đồ án của chúng em không thể tránh được thiếu sót Chúng em rất mong được sự góp ý và chỉ bảo thêm nữa của các thầy cô để Đồ án của chúng em hoàn thiện hơn cũng như chúng em được củng cố thêm kiến thức về các môn học liên quan.

Thái Nguyên, ngày 12 tháng 04 năm 2012 Sinh viên thực hiện: Trần Đức Luân Phạm Đức Long

MỤC LỤC

2 Chọn công suất động cơ:

Công suất làm việc trên trục công tác:

1000

ct t lv

F v

p = (kw)Trong đó: Ft là lực vòng trên xích tải

v là vận tốc vòng xích tảiTheo đề tài ta có:

4500.1,7

7, 65( ) 1000

ct lv

p p

η

=

=> 7,65 8.69

0.88

dc lv

3 Chọn tốc độ quay đồng bộ của động cơ:

Số vòng quay của trục công tác:

60000.

.

ct lv

v

n = z t v p (v/p)

Trong đó: v là vận tốc vòng của xích tải

t bước xích tải

z là số răng đĩa xích tải

Thay số ta được:

60000.1,7

103,63( / ) 31,75.31

ct lv

(v/p)

Chọn sơ bộ tốc đọ quay đồng bộ của động cơ ndb = 1500v/p (kể đến sự trượt ndb= 1450

v/p) Khi đó tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống u sb được xác định như sau:

1450

15,85 103,63

db

sb ct lv

n u n

Vận tốcquay động

cơ (v/p)

Cosϕ Hiệu suất

động cơ η(%)

ax

m dn

T T

k dn

T T

Vậy, Động cơ 4A132M4Y3 thỏa mãn điều kiện làm việc đặt ra

5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ :

a Kiểm tra điều kiện mở máy :

Khi động cơ khởi động sức ì quán tính của cả hệ thống đang đứng yên nên làm cho côngsuất trên các trục tăng lên Do đó công suất trên động cơ khi mở máy phải lớn hơn công suấtkhi làm việc do đó ta phải kiểm tra điều kiện mở máy

Điều kiện mở máy: Pmmdc ≥ Pbddc

mm

dc dm

b Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ :

Với sơ đồ tải trọng có tính chất không đổi và quay một chiều, nên không cần kiểm trađiều kiện quá tải cho động cơ

II Phân phối tỉ số truyền :

1 Tỉ số truyền ngoài hộp giảm tốc :

n u n

2 2

ba

h ba

k u

ψ

ψ

=

theo bảng 6.6 (tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1)

h

u u u

III Tính toán các thông số trên các trục :

Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau: Chỉ số "dc" ký hiệu trục động cơ, các chỉ số “I”, “II”,

“III”, “CT” lần lượt là ký hiệu của các trục 1, 2, 3 và trục công tác

1 Tính công suất trên các trục :

Với sơ đồ tải trọng không đổi ta có:

- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ tính theo công thức:

I II

n n u

II III

n n u

dc

9,55.10 8,6

56330,59( / ) 1458

Công suất(Kw)

Mômem xoắn(N.mm)Đc

Phần hai: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

A Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng :

I Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh :

1 Chọn vật liệu :

Vật liệu chế tạo bánh răng cần phải thoả mãn các yêu cầu về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, đồng thời phải dễ cắt gọt đảm bảo độ chính xác và độ nhẵn cần thiết Thép là một lại vật liệu thoả mãn phần nào các yêu cầu trên và được dùng nhiều hơn cả để chế tạo bánh răng

Do yêu cầu không có gì đăc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế nên tachọn vật liệu cho cặp bánh răng cấp nhanh như sau:

1 lim

o

σ

(MPa)530

70230.2

2 lim

o

σ

(MPa)441

245.8,1

1 lim

o

σ

(MPa)414

230.8,1

2 lim

o

σ+ KHL, KFL: Hệ số tuổi thọ

H

m HE

HO HL

FO FL

N

N

K =

- mH, mF : Bậc đường cong mỏi, mH = mF = 6 với độ rắn mặt răng HB ≤ 350

- NHO, NFO: Số chu kỳ thay đổi ứng xuất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn

NHO = 30.H HB2 , 4

7 4

, 2 4

, 2 1 1

HO 30.HB 30.245 1,626.10

7 4

, 2 4

, 2 2 2

HO 30.HB 30.230 1,397.10

- NHE, NFE: Số chu kỳ thay đổi về ứng suất tương đương

NHE = NFE = 60.c.n.t∑Với:

- c,n,t∑: Lần lượt là, số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một phút

và tổng số giờ làm việc của cặp bánh răng đang xét

Với thời gian hạn sử dụng của bộ truyền 5 năm

FO FE

HO HE

HO HE

N N

N N

N N

N N

2 2

1 1

HO FE

N N

N N

+ YS: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập chung ứng xuất

Chọn sơ bộ: KXF.YR.YS = 1+ SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

.K

1 lim

o F 1

75,1

414K

.K

2 lim

o F 2

3 Tính ứng suất quá tải cho phép :

Ứng suất quá tải cho phép phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện

Đối với bánh răng tôi cải thiện và HB ≤ 350 thì ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải là:

[σH]max = 2,8σch

σch: Giới hạn chảycủa vật liệu

+ Với bánh răng nhỏ: σch1 = 650 (MPa)

[σF2]max = 0,8.450 = 360 (MPa)Vậy: [σF1]max = 520(MPa) ; [σF2]max = 360(MPa)

4 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền :

.)

1(

ba H

H a

w

u

K T u

K a

ψ σ

β+

( Vì cấp nhanh phân đôi lên công suất được phân đôi ở cấp nhanh)

+ [σH]Sb: ứng suất tiếp xúc cho phép

+ u1: Tỉ số truyền của bộ bánh răng cấp nhanh

+ Số răng bánh nhỏ và bánh lớn

Tính Z1:

) 1 (

cos 2

2.112.cos32

12, 49 2.(6,6 1)

79 6,58 12

6,6 6,58

.100% 0,3% 4%

4,95

Z u Z u

mz a

bw = ψba.aw1 = 0,3.112 =33,6 (mm)

+ εβ, Hệ số trùng khớp dọc: Theo công thức (6.37) [1] ta có:

β ε

5 Kiểm nghiệm răng và độ bền tiếp xúc :

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện: theocông thức (6.33)[1] ta có:

1 2 1

b H

- βb : Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

tgβb = cos αt.tgβ theo công thức (6.35)[1]:

Đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh ta có:

0 0

⇒

0 0

2.cos33, 22

1,5 sin(2.24,13 )

v=∏ w (m/s)

1

1 1

2 2.112

29, 47

1 6,6 1

w w

a d

Theo bảng (6.13)[1]: Bộ truyền dùng cấp chính xác 9

Theo bảng (6.14)[1]: Với cấp chính xác 9 và v = 2,24 (m/s)

w w H Hv

K K T

d b v K

2

u

a v g

o H

H =δ theo công thức (6.42)[1]

6 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 mộtgiá trị cho phép :

1 1

1

2

1

F w

w

F F

F

m d b

Y Y Y K T

F

F F F

Yβ: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : 1 1 35,66 0, 75

V

Z Z

V V

Z Z

Hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F = K Fβ.K Fα.K Fv

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

KF β : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,

ν

F F

W W F

K K T

d b

δF : Hệ số ảnh hưởng đến các sai số ăn khớp

Theo bảng (6.15)[I] δF = 0,006

g0: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2

Theo bảng (6.16)[1] g0 = 73

Vậy bộ truyền đảm bảo về độ bền uốn.

7 Kiểm nghiệm về quá tải :

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải khi mở máy Với hệ số quá tải Kqt Vì vậy cần kiểm tra quá tải dựa vào ứng xuất tiếp xúc cực đại, ứng xuất uốn cực đại

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy răng, ứng xuất tiếp xức cực đại σHmax không vượt quá một

giá trị cho phép

Theo công thức (6.48) [1] σH Max = σH K qt ≤ [ σH Max] với K qt = K bd = 1 , 4

σH Max = σH K qt ≤ [σH]Max

σH Max =495,45 1, 2 = 542,74(MPa)

σH Max≤ [σH]Max = 1260 (MPa)

Để phòng biến dang dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượt chân răng ứng suất uốn cực đại σF Max

tại mặt lượn chân răng không vượt quá một giá trị cho phép

Theo công thức (6.49) [1] : σF1max = σF1 K qt = 60,3.1, 2 72,36( = MPa) [ < σF1 max ] = 520(MPa)

σF2 max = σF2 K qt = 54, 27.1, 2 65,12( = MPa) [ < σF2 max ] = 360(MPa)

⇒ Bộ truyền Thoả mãn điều kiện về quá tải ;

8 Các thông số cơ bản của bộ truyền :

(mm)

0,5.( )

os

m Z Z cc

a

1 1

Z u Z

cos 2

da1 = d1 + 2.m 33,54

da2 = d2 + 2.m 198,46Đường kính chân răng df

[ ]

Với công suất thiết kế chọn vật liệu nhóm một có độ rắn HB ≤ 350 Nhờ có độ rắn thấplên có khả năng cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạymòn tốt.

Do không có gì yêu cầu đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa, nên ta chọn vật liệulàm cặp bánh răng trên giống nhau

- Giới hạn chảy: σ =580ch4 (Mpa)

Để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơnbánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị

σo F3im =1,8.HB =1,8.295 = 531 (MPa)

σo

F4im =1,8.HB =1,8.230 = 513 (MPa) + KHL, KFL: Hệ số tuổi thọ

H

m HE

HO HL

N

N

K =

F m FE

FO FL

N

N

K =

- mH, mF : Bậc đường cong mỏi, mH = mF = 6 với độ rắn mặt răng HB ≤ 350

- NHO, NFO: Số chu kỳ thay đổi ứng xuất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn

HO HO

- c,n,t∑: Lần lượt là, số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một phút

và tổng số giờ làm việc của cặp bánh răng đang xét

NFO = 4 10 6 với mọi loại thép.

HO FE

N N

N N

+ YS: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập chung ứng xuất

Chọn sơ bộ: KXF.YR.YS = 1+ SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

Theo bảng (6.2)[1]: SH = 1,1; SF= 1,75;

3

4

660 1 600( ) 1,1

640 1 581,82( ) 1,1

H

H

MPa MPa

σ σ

 

  Với cấp chậm là bánh răng trụ răng thẳng, ta có:

[ ] [ ]σH = σH min = σH4 = 581,82(MPa)

Xác định ứng suất uốn cho phép [σF]:

3

4

531 1.1 303, 43( ) 1,75

513 1.1 293,14( ) 1,75

F

F

MPa MPa

σ σ

 

 

3 Tính ứng suất quá tải cho phép :

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

+ [σH]: ứng suất tiếp xúc cho phép

+ u2: Tỉ số truyền của bộ bánh răng cấp chậm u2 = 2,41

2, 42 38

2, 42 2, 41

.100% 0, 41% 4%

2, 41

Z u Z u

−

Ta tính lại khoảng cách trục: 1 2

5 Kiểm nghiệm răng và độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện: theo công

thức (6.33)[1] ta có:

2 w2 2 w 2

tw

b H

+ Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với εβ=0

Theo công thức (6.36a) [1] ta có:

Z 4 4 1,76 0,86

α ε

- KHV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp theo công thức (6.41)[1]:

2

.1

δ : Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp

Theo bảng (6.15) tài liệu [1]: δ H= 0,004

g0: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng 1 và 2

Tra bảng (6.16)[I] : g0 = 73

- ZR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về mức đọ tiếp xúc là 9, khi đó ứng với

6 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 mộtgiá trị cho phép :

3

2

YF1, YF2 là hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 chúng phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ

°Tra bảng (6.18)[1] Trị số của hệ số dạng răng ta được : YF3 = 3,7

YF4 = 3,6

Hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F = K Fβ.K Fα.K Fv

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

KF β : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, KF β =1,03

KF α : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn:

Theo bảng (6.14)[1] : KF α = 1,37

KFv: là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

KFv = 1 +

α β

ν

F F

W W F

K K T

d b

δF : Hệ số ảnh hưởng đến các sai số ăn khớp

F F F

F

Y

MPa Y

7 Kiểm nghiệm về quá tải :

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải khi mở máy Với hệ số quá tải Kqt Vì vậy cần kiểm tra quá tải dựa vào ứng xuất tiếp xúc cực đại, ứng xuất uốn cực đại

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy răng, ứng xuất tiếp xức cực đại σHmax không vượt quá một

σH Max≤ [σH]Max =1624 (MPa)

Để phòng biến dang dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượt chân răng ứng suất uốn cực đại σF Max

tại mặt lượn chân răng không vượt quá một giá trị cho phép

σF4 max = σF4 K qt = 112,03.1, 2 134, 44( = MPa) [ < σF ] max = 464(MPa)

⇒ Bộ truyền thoả mãn điều kiện về quá tải

Khoảng cách trục aω2 3 4

os

Z u Z

2 3

2

2 cos ( 1)

w

a Z

dw3 = 2.aw/ (u2 + 1) 76,02

dw4 = dw3 u2 183,98Đường kính đỉnh răng da

da3 = d3 + 2.m 80

da4 = d4 + 2.m 188Đường kính chân răng df

4

2 2

[ ]

III Kiểm tra điều kiện bôi trơn :

Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đềphòng các chi tiết máy bị han gỉ, cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Đối với hộp giảm tốc của ta đang thiết kế ta dùng phương pháp bôi trơn trong

dầu Ngâm các chi tiết trong dầu chứa của hộp (vì vận tốc nhỏ v<12m/s)

1 Cặp bánh răng cấp nhanh :

- Chiều cao răng: h1= h2= 2,25.m= 2,25.2= 4,5 (mm)

- Chiều sâu ngâm dầu:

Như vậy đã thoả mãn điều kiện bôi trơn.

IV kiểm tra chạm trục :

Tính đường kính sơ bộ cho các trục tính theo công thừc:

+ Tính sơ bộ trục :

- Đường kính trục được xác định theo mômen xoắn theo công thức:

di = 3 [ ]

2 ,

i

T

Trong đó:

Ti: mômen xoắn trên trục i (Nmm)

[τ] : ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷30 (MPa)

⇒chọn [τ] = 20(MPa),

Có T1=30980,06 (N.mm); T2=194075,75 (N.mm); T3=443724,71 (N.mm)

sb III

V Kiểm tra sai số vận tốc :

Kiểm tra sai số vận tốc theo công thức sau :

% 4

Vậy sai số vận tốc được đảm bảo

Phần ba: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

A Tính thiết kế trục :

I Chọn vật liệu:

Trục chịu tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 tôi cải thiện, có σb =850 (MPa) ; σch =

580 (MPa); ứng suất xoắn cho phép [τ]= 12÷ 20 (MPa)

2 2.100602,05

2216,88( ) 2.45,38

t w

2 2.473695,54

2108, 78( ) 2.224,63

t w

D03 = 160 (mm)

⇒ 1 1

0,3 0,3.2235,60 670,68( ) 0,3 0,3.11805,758 3541,727( )

* Chiều dài mayơ bánh răng: lm = (1,2÷1,5)d

* Các kích thước liên quan tra theo bảng (10.3) [1] ta có:

- Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc cách giữa các chitiết quay: k1= 12 (mm)

- Khoảng cách từ mặt cạch ổ đến thành trong của hộp giảm tốc: k2= 10 (mm)

- Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: k3= 15 (mm)

- Chiều cao ổ nắp và đầu bu lông: hn= 18 (mm)

* Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

Theo bảng (10.4), hình (10.8)[1], dùng các công thức tính ta tính được như sau:

2216,88 2216,886 70,68 2065,93 2297,15( )

X X

1 13 2 12 11

11

1151,575.260,5 1151,575.70,5

1151,575( ) 331

+ Tính mômen tương đương tại các tiết diện:

) ( 75 ,

1 ,

0 σ

tdj j

M

d =[σ]: ứng xuất cho phép tra bảng (10.5)[1] :[ ] σ =67

- 10 10 3 100434,787

24,67( ) 0,1.67

- 13 3 166746,908

27, 2( ) 0,1.67

- 14 3 87123,93

23,52( ) 0,1.67

- Để đảm bảo tính công nghệ trong kết cấu chọn đường kính tại các tiết diện như sau:Chọn đường kính đoạn trục lắp với khớp nối d14 =25(mm)

Chọn đường kính đoạn trục lắp vơi ổ lăn d10 và d11 =30(mm)

Chọn đường kính đoạn trục lắp với bánh răng d12 và d13=32(mm)

Kiểm tra điều kiện liền trục cho bánh răng số 1:

Bánh răng được chế tạo liền trục khi thỏa mãn điều kiện:

) ( 5 2 5 , 2 5 , 2 ) 2

(

1

mm m

t d

d f t

=

=

≤ +

−

- df1: Đường kính chân răng, df1 = 40,38(mm)

⇒ 21

20

2108, 78.70,5 2108, 78.260,5 8638,56.165,5

6428, 06( ) 331

2108,78 2108,78 8638,56 6428,06 6428,06( )

X X

3144,178 1095, 42 1095, 42 476,67 476, 67( )

Y Y

+ Mômen tương đương tại các tiết diện:

) ( 75 ,

1 ,

0 σ

tdj j

M

d =[σ]=55 (Mpa): ứng suất cho phép tra bảng (10.5)[1]

- 23 3 948857,008

55, 67( ) 0,1.55

- 22 24 3 531151,59

45,88( ) 0,1.55

Chọn đường kính đoạn trục lắp với bánh răng d23=60 (mm)

Đường kính đoạn trục lắp với bánh răng d22 =d24 =48 (mm)

Đường kính đoạn trục lắp với ổ lăn: d20 =d21 = 40(mm)

- Mômen xoắn do trục II truyền tới: TΙΙΙ = 944460,65 (N.mm)

- Mômen xoắn do bộ truyền bánh răng gây ra:

Mt6 = Ft6.dw4/2 = 8202,003.230,3/2 = 944460,65 (Nmm)

+ Các phản lực tại gối đỡ: