THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy.

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

Đề số: 1B

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối vớimột kỹ sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kếtcấu máy

Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lạicác kiến thức đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêuchủ yếu về khả năng làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệmáy; chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong

đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép vàcác số liệu tra cứu khác Do đó khi thiết kế đồ án chi tiết máy phải thamkhảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí,Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy từng bước giúp sinh viên làm quenvới công việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình

Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốccôn - trụ và bộ truyền xích Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông quakhớp nối, hộp giảm tốc và bộ truyền xích để truyền động đến băng tải Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, với một khối lượng kiếnthức tổng hợp lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảocác tài liệu song khi thực hiện đồ án, trong tính toán không thể tránh đượcnhững thiếu sót.Em mong được sự góp ý và giúp đỡ của các thầy cô giáo

Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo, đặc biệt là thầy giáo Trần Quyết Tiến đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án môn học này./

PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1 Xác định công suất cần thiết của động cơ

a.Công suất cần thiết Pyc:

P yc =P lv β

Trong đó: P lv : công suất trên trục công tác

 : hệ số chuyển đổi

 : hiệu suất truyền động

Công suất trên trục công tác :

x = 0,95: Hiệu suất bộ truyền xích ngoài để che kín( Tra bảng 2-3)

br= 0,97: Hiệu suất 1 cặp bánh răng trụ răng nghiêng che kín ( Trabảng 2-3)

ol= 0,99 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn ( Tra bảng 2-3)

k =1: Hiệu suất bộ truyền nối trục đàn hồi ( Tra bảng 2-3) Vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống :

Trong đó nsb :vận tốc sơ bộ của trục động cơ

nlv : là vận tốc trục công tác

ut : là tỷ số truyền sơ bộ của hệ dẫn động

Số vòng quay của trục công tác : nlv

Ct 2.17 tập 1 nlv =

60000 v

zp =60000.0,6025.32 =¿ 45 vòng/phút z: Số đĩa răng xích tải

Vận tốcquay(v/p)

Loại động cơ 4A có ưu điểm là có khối lượng nhẹ hơn loại K và DK nhưng

có công suất lớn hơn và số vòng quay cũng lớn hơn,có tuổi thọ cao thuậntiện cho việc di chuyển đến những nơi làm việc

II Phân phối tỷ số truyền :

- Với động cơ đã chọn , ta có : Pđc = 7,5 (KW)

nđc = 730 v/p

Theo công thức tính tỷ số truyền trang 48 ta có : u t=n đc

nlv = 73045 =16,22

Mà ta có : nđc : số vòng quay của trục động cơ (730 v/p)

nlv : số vòng quay máy công tác

Mặt khác ut = ux.uh

Tỷ số của bộ truyền xích: ux =4

Vậy tỷ số truyền của hệ là : uh = u t

u x = 16,224 = 4,06

III Tính các thông số và lập bảng

1 Tính công suất

Công suất trên trục công tác: Plv = 5,4 (kw)

Công suất trên trục II: P2 = P lv

3 Xác định momen xoắn trên các trục :

Momen xoắn trên trục động cơ là:

Momen xoắn trên trục công tác là :

T lv= 9,55.10 6. P lv

n ct=

9,55.10 6 5,4 44,95 =1147274,75 (N mm)

Thiết kế bộ trong( truyền bánh răng trụ răng nghiêng ).

– Đặc tính làm việc của bộ truyền : Va đập nhẹ

- Tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép theo các công

YR: Hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ uốn

σ Hlim10 = 2.260+70 = 590 MPa

σ Flim10 = 1,8.260 = 468 MPa

σ Hlim20 = 2.230+70 = 530 MPa

Theo công thức 6.5trang 93 sách TTTKHDĐCK ta có:

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

N HO=30.H2,4HB

H HB độ rắn Brien

N HO 1=30 260 2,4 =1,87 10 7

N HO 2=30 2302,4=1,39 107

N HE;N FE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng không thay đổi nên theo công thức 6.9 và 6.10 trang 95 q1 ta có:

N HE=K HE N ∑

N FE=K FE N ∑

Ta có tổng số chu kì chịu tải: N ∑=60 c ∑ni t i (6.11)

Trong đó c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

n i , t i :Số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ thứ i

Vì t i tr ng l t i tr ng t nh nên ta có: ải trọng là tải trọng tĩnh nên ta có: ọng là tải trọng tĩnh nên ta có: à tải trọng tĩnh nên ta có: ải trọng là tải trọng tĩnh nên ta có: ọng là tải trọng tĩnh nên ta có: ĩnh nên ta có:

V y NHE1 = NFE1 = 60.1.730.18000 = 7,88.108ậy NHE1 = NFE1 = 60.1.730.18000 = 7,88.108

-Đối với bánh răng lớn thì tương tự ta cũng có:

Theo công thức 6.1a và 6.2a trang 93 ta có:

[σ H]2 =σ0Hlim2

S H K HL=5301,1.1=481,8 (MPa) [σ F]2=σ0Flim2

S F K FC K FL=1,75414 .1.1= 236,6 (MPa)ứng suất tiếp xúc, uốn cho phép của bánh răng lớn cho phép khi quá tải: theo công thức 6.13 và 6.14 trang 95,96 ta có:

Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm răng Tra bảng 6.5 trang 96 ta chọn vật liệu là thép- đồng thanh: Ka= 43

Theo bảng 6.6 chọn 𝝍ba=bw/aw=0,4 vì H2≤ HB 350

Công thức 6.16 𝝍bd=bw/dw1 vậy 𝝍bd=0,53.𝝍ba.(u1+1)

𝝍bd=0,53.0,4.(4,06+1)= 1,07 vì bánh răng ăn khớp ngoài

dw1: đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ

bw: chiều rộng của vành răng.[σH]: ứng suất tiếp cho phép [σH]=509(MPa),

u1: tỷ số truyền của cặp bánh răng u1=uh=4,06 ,K Hβ: hệ số ảnh hưởng của sựphân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tình tiếp xúc.tra bảng 6.7 trang 98 ta cóK Hβ= 1,06

Thay số ta xác định được khoảng cách trục:

aw1= 43.(4,06+1).3

√78885,61.1,065092.4,06 0,4 = 126,97(mm)Chọn aw1= 127(mm)

m (u1+1) =2.127 0,98482.(4,06+1) = 24,7 vậy chọn Z1= 24 răng

Số răng của bánh lớn theo công thức 6.20 trang 99:

Z2= u1.Z1 = 4,06.24 = 101,4 vậy chọn Z2= 101 răng

ta tính lại cosβ=m Z t

2 a w 1 = 2.(101+24)

2.127 = 0,9843 thỏa mãn vì β=¿ 10,17o

Tính lại tỷ số truyền thực tế của bộ truyền u1=Z2

Z1 = 10124 = 4,2Đường kính vòng chia theo bảng 6.11 trang 104 ta có:

a Tính kiểm răng về độ bền tiếp xúc.

Để bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc thì ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc σH phải thỏa mãn điều kiện sau: theo công thức 6.33 trang 105 ta có:

nghiêng không dịch chỉnh α t w=α t=arctg tgα

thời ăn khớp tra bảng 6.14

K Hv:Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

vận tốc vòng theo 6.40 v =π d w 1 n1

60000 =3,14.48,85.73060000 =1,87(m/s)theo bảng 6.13 trang 106 với v < 4 với răng nghiêng ta chọn cấp chính xác

là 9, và tra được K Hα=1,13theo bảng 6.14 trang 107

tra bảng P2.3trang 250 ta được K Hv=1,03

vậy K H=1,06.1,13 1,03=1,23

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc theo công thức 6.33 là:

σ H=274.1,67 0,77.√2.78885,61 1,23 (4,2+1) 50,08 4,2 48,852 = 499,6 (Mpa)¿ [σ H] thỏa mãn độ bền tiếp xúc

b Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để đảm bảo độ bền uốn thì răng phải thỏa mãn yêu cầu sau: công thức 6.43

140 =0,93: hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Y F 1 ,Y F 2: Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương (Zv1=Z1/cosββ3=27,2 và Zv2= Z2/cosββ3=114,5) và hệ số dịch chỉnh tra bảng 6.18

Tra bảng 6.18 trang 109 ta được YF1= 3,8 và YF2= 3,60

KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn: theo công thức 6.45 trang 109:

Ta thấy điều kiện về độ bền uốn của bánh răng được thỏa mãn

c Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải Kqt=T max

Theo công thức 6.48 ta có ứng suất tiếp xúc cực đại:

σ Hmax=σ H .√K qt ≤[σ H]max=499,6.√2 =706,5 (MPa)≤[σ H]max

Theo công thức 6.49 ta có ứng suất uons cực đại:

σ Fmax=σ F K qt ≤[σ F]max

σ F 1 max=σ F 1 K qt ≤[σ F 1]max=112,28.2=224,56 (MPa)

σ F 2 max=σ F 2 K qt ≤[σ F 2]max= 106,37.2 =112,74 (MPa)

Như vậy σ F 1 max , σ F 2max<[σ F]max và σ H<[σ H]max thỏa mãn điều kiện quá tải.Bảng thông số:

Để chọn loại xích làm việc với tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, yêu cầu tuổi

thọ cao vì vậy ta chọn loại xích con lăn Do giá thành rẻ và có độ bền mòncao Chọn loại xích con lăn 2 dãy

2 Tính số răng đĩa xích :

-Theo bảng 5.4/t 80/q1 ứng với ux = 4 ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ

Zx1 = 23

Từ đó ta có số răng đĩa xích lớn : Zx2 = ux Zx1= 4.23 = 92 răng

Ta chọn Zx2 = 92 răng < Zmax = 120 (răng) , thoả mãn

Theo công th c 5.13/t 85/q1 ,ta có :ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn của bánh răng nhỏ 1:

 kđ – hệ số tải trọng động Trường hợp tải tĩnh, chọn kđ = 1

kf = 2, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc dưới 40o

so với phương nằm ngang; khối lượng 1 mét xích Tra bảng 5.2 trang 78 [1],có q = 5kg

da1 = p[0,5 + cotg(/z1)] = 32 [0,5 + cotg(180o/23)] = 248,8 mm

Ta lấy da1 =249 mm

da2 = p[0,5 + cotg(/z2)] = 32 [0,5 + cotg(180o/92)] = 952,7mm

Ta lấy da2 =953 mm

6 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

Ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện: H = 0,47.√k r (F t K đ+F v đ) E

Trong đó: [H] - ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa theo bảng 5 11

với vật liệu làm đĩa xích là Thép 45 được tôi cai thiện với HB=210

[H]=600MPa, là đủ đảm bảo yêu cầu về độ bền của đĩa xích

kr - Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào

z tra trang 87/q1, với z1 = 23  kr = 0,42

E =

2 E1 E2

E1+E2 - Mô đun đàn hồi , với E

1, E2 lần lượt là mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E = 2,1 105 Mpa;

A - Diện tích chiếu của bản lề, mm2, theo bảng 5 12/t87/q1, doxích là xích 2 dãy nên ta có: A = 306 mm2;

Thay các số liệu trên vào công thức H ta tính được:

- ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích 1:

Theo bảng 5.11/t 86 /q1ta chọn được [H] = 600 MPa

Như vậy: H1 = 535,4 MPa < [H] = 600 MPa ;

H2 = 319,46 MPa < [H] = 600 MPa;

Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là thép 45, phương pháp nhiệt luyện

là tôi cải thiện

7 Xác định các lực tác dụng lên trục.

Lực căng trên bánh chủ động F1 và trên bánh bị động F2:

F1 = Ft + F2 ; F2 = F0 + Fv

Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F0 và Fv nên F1 = Ft vì vậy lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức 5.20/t88/q1:

Từ đó ta có kết quả như sau: d2

- Đường kính sơ bộ của trục I: d1= 30 mm;

- Đường kính sơ bộ của trục II: d2= 47 mm;

Dựa vào đường kính sơ bộ của các trục vừa tính toán, ta xác định được gần đúng chiều rộng của ổ lăn, theo bảng 10 2 /t189/q1, ta có:

- Với:d1 = 30 mm  bo1 = 19 mm;

- Với:d2 = 47 mm  bo2 = 25 mm;

3.Xác định các khoảng cách giữa gối đỡ và điểm đặt lực.

Với hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp, có các kí hiệu:

k: Số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i: Số thứ tự của chi tiết trên trục đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải

lki: Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k

lmki: Chiều dày moayơ của chi tiết quay thứ i ( lắp trên tiết diện i) trên trục k

bki: Chiều rộng vành răng thứ i trên trục k

lcki: Khoảng côngxôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ -

Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền:

Chiều dài moayơ bánh răng trụ và đĩa xích theo 10.10/tr189/q1

lm12=(1,2 1,5).d1= (1,2 1,5).30=(36 45) chọn lm12=40mm

lm13=(1,2…1,5).d1 = (1,2…1,5).30=(36 45) chọn lm13=45mm

lm22=(1,2…1,5).d2 = (1,2…1,5).47=(56,4 70,5) chọn lm22 = 50mm Chiều dài moayơ nửa khớp nối, ở đây chọn nối trục vòng đàn hồi: theo 10.13 ta có:

lm23 = (1,4…2,5).d2= (1,4…2,5).47=(65,8 117,5) chọn lm23=100mm Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10 3/t189/q1, ta có:

k1:Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay:

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

Vì bộ truyền là bộ truyền bánh răng trụ nên ta có sơ đồ lực tác dụng lên các trục như sau:

Sơ đồ phân tích lực chung cho các trục

Vậy ta có các lực tác dụng lên trục là: theo 10.1 trang 184/quyển 1

-Lực vòng trên bánh răng: Ft11=Ft12=2.T1

d w1 =2.78885,6148,85 =3229,7(N)

-Lực hướng tâm: Fr11= Fr2= Ft11 tan(α t w)

cos β = 3229,7 tan20,29cos10,17 = 1213,12 (N)

-Lực dọc trục: Fa11= Fa2= Ft11.tgβ=3229,7.tg10,17= 579,37(N)

dw1: đường kính vòng lăn bánh 1( mm)

α t w: góc ăn khớp

β: góc nghiêng của bánh răng

- Lực do bộ truyền xích và khớp nối tác dụng lên trục: theo trang 188:

- khớp: Ftk=(0,2 0,3).2.T D

t chọn Ftk= 0,3.2.T D

t =0,3.2.78885,6148 = 986 N

- Bộ truyền xích: như tính toán phần thiết kế bộ truyền xích có lực tác

dụng lên trục Fr=10350 N mà bộ truyền xích nghiêng 1 góc là 55o so với phương nằm ngang nên ta có lực do bộ truyền xích tác động:

FyX= Fr.cos55o =10350.cos55 = 5936,5 (N)

FxX= Fr.sin55o = 10350.sin55 = 8478,22(N)

Quy ước về ngoại lực, nội lực, chiều quay:

rki: tọa độ điểm đặt lực trên bánh răng thứ i trên trục k

hrki: hướng răng của bánh răng thứ i trên trục k

cbki: vai trò (bị động hay chủ động ) của bánh răng thứ i trên trục k; cqk: chiều quay của trục thứ k

Quy ước cqk= 1 khi trục quay ngược chiều kim đồng hồ ( nhìn từ mút trục bên phải) và cqk=-1 khi quay cùng chiều kim đồng hồ

hrki=1 khi răng phải và hrki=-1 khi răng trái

cbki=1khi chi tiết quay là chủ động và cbki=-1 khi bị động

cqk=1 khi trục quay ngược chiều kim đồng hồ ;cqk=-1 khi trục quay cùng chiều kim đồng hồ

Công thức tính trị số và chiều của các lực từ bộ truyền bánh răng trụ theo công thức 10.6 trang 186 quyển 1:

Trong đó Ftki=2Tk/dwki: lực vòng trên bánh răng thứ i trên trục thứ k;

rki= dwki/2; rki<0 khi điểm đặt lực nằm phía trên trục Oz và rki>0 ngược lại

Từ sơ đồ xích tải ta có trục II quay cùng chiều với xích tải là thuận chiều với chiều kim đồng hồ vậy ta có:

cq2=-1 và cq1=1

vậy theo quy ước ta có:

Trục I: quay ngược chiều kim đồng hồ.

Vị trí đặt lực của bánh răng 3: dương nên r13=1

Bánh răng 3 là bánh răng chủ động nên cb13=1

Là bánh răng nghiêng trái nên hr13=-1

Flyk1= -( Fykilki - Fzkirki)/lki

Flyk0= -(Flyk1+ Fyk1)

Flxk1= -F xki l cki+F xki l ki

Đối với trục II:

Fly21= -(Fz22.r22+Fy22.l22+Fy23.l23)/l21

Tính các giá trị mômen và vẽ các biểu đồ:

Trục I:

Xét mặt cắt trục tại điểm 12, có Mx12=My12=0, mômen xoắn:

TI= 68073,34Nmm vậy mômen tương đương là:

Xét mặt cắt trục tại điểm 13 điểm lắp bánh răng với trục của bộ giảm tốc.

My13=Fy13 (l11-l13)/2= -1213,12.53/2= -32147,7Nmm

Mx13= Fx13.(l11-l13)/2=3229,7.53/2=85587 Nmm Mômen tương đương là:

307553,37

Đường kính trục tại các tiết diện j:

√7233840,1.63 = 48,06 mm lắp bánh răng với trục của hộp giảm tốc

ta tăng thêm 4% vậy d22= 48,06 +48,06.0,04=49,95 ta chọn theo tiêu chuẩn

là d22=50 mm

d23= 0 lắp bánh xích với hộp giảm tốc d23=20 mm

6.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

Với thép 45 cóσ b=600 Mpa xác định hệ số an toàn tại các thiết diện nguy hiểm của trục

Dựa theo kết cấu trục nhận được ta có các thiết diện nguy hiểm là thiết diện lắp bánh răng, thiết diện lắp ổ thứ 2 Dựa theo sơ đồ mômen ta thấy thiết diện nguy hiểm nhất là thiết diện lắp bánh răng nên khi thiết diện này thỏa mãn các điều kiện bền trục được đảm bảo

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các thiết diện nguy hiểm đó thỏa mãn điều kiện sau:

sj= sβ σj sβ τj/√sβ σj2

+sβ τj2 ≤[s] theo 10.19 trang 195/q1Trong đó [s]: hệ số an toàn cho phép , thông thường [s]=1,5 2,5( khi cần tăng độ cứng [s]=2,5 3, như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục)

sβ σ , sβ τ: hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp tại tiết diện thứ i: theo 10,20 và 10.21 trang 195/q1: