Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Thiết kế hệ dẫn động xích tải

MỤC LỤC

TÀI LIỆU THAM KHẢO

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viênngành 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 sở thiểt kế máy, giúp sinh viên làm quen vớicách thực hiện đồ án một cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án tiếp theo

Xích tải là một trong các phương pháp nâng chuyển được sử dụng rộng rãitrong ngành cơ khí nói riêng và công nghiệp nói chung

Trong môi trường công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hệ thống dẫnđộng xích tải sao cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng

Được sự phân công của các thầy (cô) trong bộ môn, em thực hiện đồ án Thiết

kế hệ dẫn động xích tải, do thầy Nguyễn Thanh Nam hướng dẫn Giúp em ôn lại kiếnthức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh

Do yếu tố thời gian, kiến thức và các yếu tố khác nên chắc chắn có nhiều saisót, rất mong nhận được những nhận xét quý báu của các thầy

Xin cám ơn thầy hướng dẫn và các thầy (cô) trong Khoa Cơ khí đã giúp đỡ emhoàn thành đồ án này!

Sinh viên thực hiện

PHẦN 1

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

 Các số liệu thiết kế:

• Hiệu suất:

 Hiệu suất bộ truyền đai:

 Hiệu suất bộ truyền xích:

 Hiệu suất bộ truyền bánh răng:

 Hiệu suất ổ lăn:

 Hiệu suất khớp nối:

• t1 = 19s ; t2 = 20s ; t3 = 17s T1 = T ; T2 = 0,7T; T3 = 0,8T

• Quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ

(1 năm làm việc 210 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

 Bài Giải:

1. Tính toán công suất:

• Công suất cực đại trên xích tải:

• Công suất tương đương:

• Công suất tính toán:

• Hiệu suất của toàn bộ hệ thống:

• Công suất cần thiết trên trục động cơ:

2. Tính toán sơ bộ tốc độ động cơ:

• Số vòng quay của trục xích tải:

• Tốc độ sơ bộ của động cơ:

Dựa vào bảng 3.2 tài liệu [3] ta chọn sơ bộ:

(v/ph)

3. Chọn động cơ

Chọn động cơ theo điều kiện

Dựa vào bảng P1.3 tài liệu [1] ta chọn động cơ 4A132M4Y3 với các thông số:

4. Phân phối tỉ số truyền:

• Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống:

Trong đó, ta chọn:

o Tỉ số truyền bộ truyền đai 2,45

o Tỉ số truyền hộp giảm tốc theo tiêu chuẩn được tính theo công thức:

Trong đó: chọn

Ta chọn các tỉ số truyền trong hộp giảm tốc như sau:

 Tỉ số truyền cặp bánh răng số 1 và 2 (cấp nhanh)

• Mômen xoắn trên trục động cơ:

• Mômen xoắn trên trục I:

• Mômen xoắn trên trục II:

• Mômen xoắn trên trục III:

Bảng số liệu dùng cho thiết kế các bộ truyền cơ khí:

1. Chọn tiết diện đai thang

Dựa vào các số liệu và n1 = 1458 (v/ph); theo biểu đồ hình 4.22 ta chọn đai

thang loại B với các thông số:

Sai lệch so với giá trị chọn trước

6. Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức:

2(d1 + d2) ≥ a ≥ 0,55(d1 + d2) + h2(160 + 400) ≥ a ≥ 0,55(160 + 400) + 10,5

1120 ≥ a ≥ 318,5 Chọn sơ bộ

7. Tính chiều dài đai:

⇒ Theo tiêu chuẩn ta chọn: L = 1800 (mm) = 1,8 (m)

8. Số vòng quay chạy của đai trong 1 giây:

Do đó điều kiện được thỏa

9. Tính toán chính xác khoảng cách trục a:

• Với:

Ta thấy nằm trong khoảng cho phép.

• Hệ số xét đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai:

Cz = 1 (vì chưa biết số dây đai)

(với e, f và b tra trong bảng 4.4)

13. Lực căng đai ban đầu: đối với đai thang, chọn

Lực căng trên mỗi dây đai:

14. Lực vòng có ích:

Lực vòng có ích trên mỗi dây đai:

15. Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn:

⇒ Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn (giả sử góc biên dạng bánh đai )

16. Lực tác dụng lên trục:

17. Ứng suất lớn nhất trong dây đai:

18. Tuổi thọ của đai:

Trong đó: σr = 9 (đai thang)

i = s-1

m = 8 (đai thang)

 Bảng số liệu dùng cho thiết kế bộ truyền đai thang:

Z d 1 (mm) d 2 (mm) a (mm) L (mm) B (mm)

Cặp bánh răng cấp nhanh

Cặp bánh răng cấp chậm

PHẦN 3

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG

• Thời gian làm việc: L = 5 năm

• Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ

(1 năm làm việc 210 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

• Tổng số giờ làm việc Lh = 5×210×2×8 = 16800 giờ

• Chế độ tải t1 = 19s ; t2 = 20s ; t3 = 17s T1 = T ; T2 = 0,7T; T3 = 0,8T

 Thiết kế

1. Chọn vật liệu:

• Bánh dẫn: Thép 45 tôi cải thiện Độ rắn ≈ 250 HB Giới hạn bền σb = 850 MPa Giới hạn chảy σch = 580 MPa

• Bánh bị dẫn : Thép 45 tôi cải thiện Chọn HB1 = HB2+(10~15) nên độ rắn bị

dẫn ≈ 235 HB Giới hạn bền σb = 750 MPa Giới hạn chảy σch = 450 MPa

2. Ứng suất cho phép:

a. Ứng suất tiếp xúc cho phép:

• Số chu kỳ tương đương:

Vì mỗi vòng quay răng chỉ ăn khớp 1 lần nên c = 1

Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép:

Do tính bánh răng trụ răng nghiêng nên ta chọn:

Thỏa điều kiện

b. Ứng suất uốn cho phép:

• Số chu kỳ tương đương:

Vì mỗi vòng quay răng chỉ ăn khớp 1 lần nên c = 1

• Số chu kỳ cơ sở: NF0 = 5.106 chu kỳ

Vậy ứng suất uốn cho phép:

 Vì bộ truyền nằm trong hộp giảm tốc kín, được bôi trơn tốt nên ta tiến hành thiết kế theo ứng suất tiếp xúc.

Chọn theo tiêu chuẩn:

4. Xác định mô đun bánh răng:

Chọn theo tiêu chuẩn: mn = 2 mm

12. Đường kính vòng chân bánh răng:

df1 = d1 – 2,5mn = – 2,5.2 = 72, mm

df2 = d2 – 2,5mn = – 2,5.2 = 317,916 mm

13. Vận tốc vòng bánh răng:

Theo bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác 9 với vgh = 6 m/s

14. Kiểm nghiệm ứng suất:

a. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:

 Xác định chính xác ứng suất tiếp cho phép:

Trong đó:

- Hệ số xét ảnh hưởng của độ nhám bề mặt chọn ZR = 0,95

- Hệ số xét ảnh hưởng của vận tốc vòng: Zv = 0,85v10,1 = 0,85.2,390,1 = 0,93

- Hệ số xét ảnh hưởng điều kiện bôi trơn: Kl = 1

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng:

(do (do

Do là bánh răng trụ răng nghiêng nên được tính theo công thức:

 Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng:

Trong đó:

- Hệ số xét đến cơ tính vật liệu ZM = 275 MPa1/2 (Do 2 bánh răng làm bằng thép)

- Hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:

Vậy: σH = MPa < [σH] = MPa nên bánh răng đủ bền tiếp xúc.

b. Kiểm tra ứng suất uốn:

• Xác đinh chính xác ứng suất uốn cho phép:

• Số răng tương đương

• Hệ số dạng răng: (không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh)

• Hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang:

• Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc nghiêng răng:

Trong đó:

• Lực vòng trên bánh dẫn:

• Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng:

- Bánh dẫn:

- Bánh bị dẫn:

Vì nên bánh dẫn có độ bền thấp hơn

Do đó, ta kiểm tra độ bền uốn bánh dẫn

• Ứng suất uốn tính toán tại tiết diện nguy hiểm:

Vì σF1 = < [σF1] = nên bánh răng đủ bền uốn

 Bảng thông số bộ truyền bánh răng cấp nhanh:

II. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH

• Bánh bị dẫn : Thép 45 tôi cải thiện Chọn HB1 = HB2+(10~15) nên độ rắn bị

dẫn ≈ 235 HB Giới hạn bền σb = 750 MPa Giới hạn chảy σch = 450 MPa

2. Ứng suất cho phép:

a. Ứng suất tiếp xúc cho phép:

• Số chu kỳ tương đương:

Vì mỗi vòng quay răng chỉ ăn khớp 1 lần nên c = 1

Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép:

Do tính bánh răng trụ răng thẳng nên ta chọn giá trị nhỏ nhất:

[σH3 ] = [σH4 ] = 441,8 MPa

a. Ứng suất uốn cho phép:

• Số chu kỳ tương đương:

Vì mỗi vòng quay răng chỉ ăn khớp 1 lần nên c = 1

Số chu kỳ cơ sở: NF0 = 5.106 chu kỳ

Vậy ứng suất uốn cho phép:

 Vì bộ truyền nằm trong hộp giảm tốc kín, được bôi trơn tốt nên ta tiến hành thiết kế theo ứng suất tiếp xúc.

7. Tính lại chính xác tỉ số truyền chung

Tỉ số truyền chính xác cặp bánh răng cấp nhanh

13. Kiểm nghiệm ứng suất:

a. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:

 Xác định chính xác ứng suất tiếp cho phép:

Ta thấy σH = > [σH] = quá tải do đó bánh răng đủ bền tiếp xúc.

b. Kiểm tra ứng suất uốn:

• Xác đinh chính xác ứng suất uốn cho phép:

• Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng:

- Bánh dẫn:

- Bánh bị dẫn:

Vì nên bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn

Vậy ta kiểm tra độ bền uốn bị bánh dẫn

• Ứng suất uốn tính toán tại tiết diện nguy hiểm:

III TÍNH TOÁN ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN CHO HỘP GIẢM TỐC

Điều kiện bôi trơn đối với hộp giảm tốc đang khảo sát:

1. Mức dầu thấp nhất (0,752) chiều cao răng của bánh răng 2

2. Khoảng cách giữa mức dầu cao nhất và thấp nhất : 1015 mm

3. Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng 4

Với:

Do đó để đảm bảo điều kiện bôi trơn phải thỏa mãn bất đẳng thức sau:

Vậy hộp giảm tốc thỏa mãn điều kiện bôi trơn

IV CHỌN DẦU BÔI TRƠN CHO HỘP GIẢM TỐC

Theo công thức 13.6 ta có:

Theo đồ thị hình 13.9 ta chọn dầu bôi trơn có

Theo bảng 13.1 ta chọn dầu bôi trơn ISO VG 68

I. Phân tích lực tác dụng lên trục từ các chi tiết quay của hệ thống như hình:

II. Chọn sơ bộ các kích thước dọc trục

Từ các kích thước dọc trục của trục II ta có thể suy ra các kích thước dọc trục của trục I và trục III

III. Tính toán thiết kế trục I:

• Xét mặt phẳng Oxz

4. Tính toán và chọn đường kính: theo biểu đồ mômen thì tiết diện nguy hiểm

nhất tại vị trí điểm C:

• Mômen tương đương lớn nhất:

• Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm:

Do tại tiết diện nguy hiểm có lắp then bằng nên tăng thêm 5÷10%

Theo tiêu chuẩn ta chọn: dC =40 mm

• Chọn đường kính trục lắp ổ lăn: dol = 35 mm

 Chiều sâu rãnh then trên trục

 Chiều cao rãnh then trên mayơ

 Chiều dài làm việc của then: l 1 = l – b = 45 – 12 = 33 mm

- Kiểm tra ứng suất dập:

- Kiểm tra ứng suất cắt:

- Với dđ = 30 mm lắp bánh đai ta chọn then bằng một đầu bằng có:

 Chiều rộng

 Chiều cao

 Chiều cao rãnh then trên mayơ

- Chiều dài làm việc của then

- Chiều cao rãnh then trên mayơ: = h – t 1 =7 – 4= 3 mm

- Kiểm tra ứng suất dập:

- Kiểm tra ứng suất cắt:

Chiều dài làm việc (mm)

6. Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi:

a. Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp (thay đổi theo chu kỳ đối xứng):

 Ứng suất uốn tại vị trí C

Với W là mômen cản uốn tại vị trí nguy hiểm (mặt cắt C, có 1 then):

 (chu kỳ đối xứng)

b. Hệ số an toàn về mỏi chỉ xét đến ứng suất tiếp (thay đổi theo chu kỳ mạch động dương):

Trong đó do ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên σm = 0; ứng suất xoắnthay đổi theo chu kỳ mạch động dương nên τm = τa = 14,36Mpa

 Ứng suất tiếp cực đại tại vị trí C:

Với : mômen cản xoắn tại mặt cắt C:

 Ứng suất tiếp trung bình tại vị trí C, do trục quay 1 chiều:

 Ứng suất tiếp trung bình tại vị trí C: vì trục quay một chiều nên:

c. Hệ số an toàn

Vậy điều kiện bền mỏi được thỏa

Kết cấu sơ bộ trục I

1. Biểu đồ mômen uốn và xoắn:

• Tính toán và chọn đường kính:

Mômen tương đương tại tiết diện C và D:

• Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm:

Do tại tiết diện nguy hiểm có lắp then bằng nên tăng thêm %

 Để phù hợp với đường kính bánh răng, ta chọn: dC =d D = 52 mm

 Chọn đường kính trục lắp ổ lăn: dol = 45 mm

 Chiều sâu rãnh then trên trục

 Chiều cao rãnh then trên mayơ

 Chiều dài làm việc của then: l 1 =

- Kiểm tra ứng suất dập:

- Kiểm tra ứng suất cắt:

• Với giá trị của dD = 52 mm, ta chọn then 2 đầu tròn tại vị trí bánh răng 2:

 Chiều rộng

 Chiều cao

Chiều dài l =(0,8÷0,9)l =(0,8÷0,9).78 Chọn l=70

 Chiều cao rãnh then trên mayơ

- Chiều dài làm việc của then: l 1 =

- Kiểm tra ứng suất dập:

- Kiểm tra ứng suất cắt:

Chiều dài làm việc (mm)

Moment trên một then (Nmm) (MPa) (MPa)

bxh t 1

4. Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi tại tiết diện C:

a. Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp (thay đổi theo chu kỳ đối xứng):

 Ứng suất uốn tại vị trí C

Với W là mômen cản uốn tại vị trí nguy hiểm (mặt cắt C, có 1 then):

 (chu kỳ đối xứng)

b. Hệ số an toàn về mỏi chỉ xét đến ứng suất tiếp (thay đổi theo chu kỳ mạch động dương):

Trong đó do ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên σm = 0; ứng suất xoắnthay đổi theo chu kỳ mạch động dương nên τm = τa = 14,36Mpa

 Ứng suất tiếp cực đại tại vị trí C:

Với : mômen cản xoắn tại mặt cắt C:

 Ứng suất tiếp trung bình tại vị trí C, do trục quay 1 chiều:

 Ứng suất tiếp trung bình tại vị trí C: vì trục quay một chiều nên:

1. Xác định đường kính sơ bộ trục:

Ta chọn d 0 = 65 mm

2. Chọn kích thước dọc trục:

• Từ bảng 10.2 với ta chọn: f = 190 mm

• Với d0 = 65 mm chọn sơ bộ bề rộng ổ lăn: = 33 mm

3. Biểu đồ mômen uốn và xoắn:

• Ta có lực tác dụng:

 Ft4 N;

 Fr4 = 2701,35 N;

• Lực do nối trục đàn hồi tác dụng lên trục: chọn nối trục vòng đàn hồi

 Do bộ phận công tác là xích tải theo bảng 16-1[1] ta chọn K = 1,5

( (chọn theo bảng 16-10a[2])) )

Phân tích lực

• Xét mặt phẳng Oyz

• Xét mặt phẳng Oxz

4. Tính toán và chọn đường kính: theo biểu đồ mômen thì tiết diện nguy hiểm

nhất tại vị trí điểm D:

• Mômen tương đương lớn nhất:

• Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm:

Do tại tiết diện nguy hiểm có lắp then bằng nên tăng thêm %

 Để phù hợp với đường kính bánh răng, ta chọn: dD =70 mm

 Chọn đường kính trục lắp ổ lăn: dol = 65 mm

 Chiều dài l = 100mm (chọn chiều dài mayơ bánh răng 4 là 105mm)

 Chiều sâu rãnh then trên trục

 Chiều sâu rãnh then trên mayơ

- Chiều dài làm việc của then

Kiểm tra ứng suất dập:

- Kiểm tra ứng suất cắt:

• Với dkn = 63 mm tại vị trí lắp nối trục ta chọn then bằng 1 đầu gọtphẳng có:

 Chiều rộng

 Chiều cao

 Chiều dài l = 110 mm

 Chiều sâu rãnh then trên trục

 Chiều cao then trên mayơ

- Chiều dài làm việc của then l 1

- Chiều cao rãnh then trên mayơ: t 2 = h – t 1 = 4 mm

- Kiểm tra ứng suất dập:

- Kiểm tra ứng suất cắt:

Chiều dài làm việc (mm)

Moment trên một then (Nmm) ( MPa ) (MPa)

6. Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi:

a. Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp (thay đổi theo chu kỳ đối xứng):

 Ứng suất uốn tại vị trí C

Với W là mômen cản uốn tại vị trí nguy hiểm (mặt cắt D, có 2 then):

b. Hệ số an toàn về mỏi chỉ xét đến ứng suất tiếp (thay đổi theo chu kỳ mạch động dương):

Do ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên σm = 0; ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động dương nên τm = τa = 14,36Mpa

 Ứng suất tiếp cực đại tại vị trí C:

Với : mômen cản xoắn tại mặt cắt C: (tiết diện có 1 then)

 Ứng suất tiếp trung bình tại vị trí C (trục quay 1 chiều):

 Ứng suất tiếp trung bình tại vị trí C:

c. Hệ số an toàn

Vậy điều kiện bền mỏi được thỏa

Kết cấu sơ bộ trục III

VI. Chọn nối trục

Dựa vào bảng 16-10a[1] ta chọn nối trục đàn hồi với các kích thước sau

kích thước cơ bản của nối trục đàn hồi

Nm mm m

m

m m

m m

chố t

-Kiểm nghiệm nối trục đàn hồi

- Điều kiện bền dập của vòng đàn hồi

Với các kích thước cơ bản của vòng đàn hồi:

+ k=1,25

+ T=T3=

Do đó điều kiện dập của nối trục đàn hồi được thỏa

- Điều kiện bền của chốt

• Quay một chiều, làm việc hai ca (1 ca làm việc 8 giờ), tải va đập nhẹ

• Thời gian làm việc 5 năm (1 năm làm việc 210 ngày)

1. Lực hướng tâm tác dụng lên ổ A:

• Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

• Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

• Lực dọc trục hướng vào ổ B (như trên hình) Lập tỉ số:

Dựa vào bảng 11.3[3] ta được:

4. Tải trọng quy đổi tác dụng lên ổ A

do vòng trong quay Dựa vào bảng 11.3[3] ta được:

6. Tải trọng quy đổi tác dụng lên ổ B

Vi tải trọng thay đổi nên:

Tải trọng tương đương tại B (do chọn ổ bi nên m = 3)

7. Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:

8. Hệ số khả năng tải động:

9. Theo phụ lục 9.3[4] ta chọn ổ cỡ trung, kí hiệu 46307 với:

Vì nên ổ thỏa điều kiện bền tĩnh

11. Xác định số vòng quay tới hạn của ổ

Ta có (bảng 11.7; chọn bôi trơn bằng mỡ)

Với đường kính tâm con lăn

Suy ra

Do đó ổ được chọn thỏa số vòng quay tới hạn

 Chọn ổ lăn cho trục II:

• Lực hướng tâm tác dụng lên ổ A

• Lực hướng tâm tác dụng lên ổ B:

Trong đó:

Kσ = 1 (tải trọng tỉnh)

Kt = 1 (nhiệt độ làm việc dưới 1000C)

V = 1 (vòng trong quay)

Tải trọng tương đương tại A (do chọn ổ bi nên m = 3)

3. Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:

Vì nên ổ thỏa điều kiện bền tĩnh

7. Xác định số vòng quay tới hạn của ổ

Ta có (bảng 11.7; chọn bôi trơn bằng mỡ)

Với đường kính tâm con lăn

Suy ra