Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Lời nói đầuTrong tất cả các máy móc cơ khí đều có sự chuyển động cơ học của các bộ phận của máy.. Trong khi đó, các chuyển động cơ học trong các máy móc lại cần những công suất bất kì, k

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 lợng Một trong những dạng năng lợng dễ kiếm,

dễ sử dụng và có thể có mặt ở khắp mọi nơi đó là điện năng Trong lịch sử phát minh, con ng ời

đã thấy rằng chỉ có động cơ điện là một thiết bị tối u nhất có tác dụng biến năng lợng 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 nh tính khả thi ngời 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 đợc 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 nh 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 đợc dùng để giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn

Nh 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 nh vậy đợc 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 Nhng trong đồ án môn học Chi Tiết Máy này, các số liệu đã

đợc cho trớc và ta chỉ phải thiết kế hệ thống mà thôi

Mục Lục

TrangLời 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

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

Tài liệu tham khảo

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

Tập1,2Nxb Giáo dục Hà Nội

[2] Nguyễn Trọng Hiệp – Chi tiết máy.

Tập1,2Nxb Giáo dục Hà nội 1994

[3] Ninh Đức Tốn – Dung sai và lắp ghép.

Nxb Giáo dục Hà nội 2004[4] Đỗ Sanh, Nguyễn Văn Vợng, Phan Hữu Phúc – Giáo trình cơ kỹ thuật.

Nxb Giáo dục Hà nội 2002

Đồ án môn học Chi tiết máy

Thiết kế hệ dẫn động xích tảiPhần 1: Thuyết minh

Dữ liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế

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

v

.60000

=

4,25.30

25,0.60000

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

dn K

n u

Tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc: 18

4.1

72 2

u u

u u

Ta có : u h =u1.u2 = 18

Theo bảng(3.1), [1], tập1 tìm đợc: 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:

 Trên trục công tác: n = 19,69 (vòng/phút)

 Trục III : nIII = nct ung2 = 19,69 4 = 78,76(vòng/phút)

TIII = 9,55 106 130348,5

76,78

075,1

97,0.99,0

075,1

075,1

=

=

=

−II ol BR III

III P

ηη

TII = 9,55 106 40060

267

12,1

97,0.99,0

12,1

BR ol II P

 Trục động cơ: Pđc = 1,178

99,0

1663,1

=

=

ol I P

Tđc = 9,55 106 7922,5

1420

178,1

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:

 Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng nh 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

 Phân cấp tỉ số truyền uh =18; cấp nhanh là u1 = 5,31 ; u2 = 3,39

 Xác định ứng suất cho phép:

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

;1,1

;702

t

t T

T t

3 1,75.10

96

9.5,096

6.123000.31,5

1420

HO N

HL H

1,1

1.560 1

0

1 lim

HL H

1,1

1.530 2

0

2 lim

σ

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

2

8,4815092

2 1

'' = σ + σ = + =σ

Theo (6.8),[1],tập1: NFE = 60c.tΣ ( )

i

i i

t

t T

9.5,096

6.1.23000.31,5

[ ] K K S MPa

F

FL FC F

75,1

1.1.441

0

1 lim

75,1

1.1.414

0

2 lim

2

][

.)

1(

ba H

H II a

w

u

K T u

K a

ψσ

15,1.40060)

139,3(

5,1

866,0.115.2)1(

cos 2

=

u m

u m

5,1

Z Z m

20cos

=

2 2

1

.2

cos.arccos

w tw

a

m Z

115.2

20cos5,1.8826

26.5,1)cos(

88.5,1)cos(

115.21

2 2

u

a d

126

12,388,1cos112,3

88

,

1

2 1

−

εα

z z

.5,1

''24'1431sin.40

36'92916,29558

,0''24'1431'

'33'323cos

♦ 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⇒Z M= 274 MP

16,29cos.22

sin

cos.2

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :

825,047,1

11

1 2

s m n

100.64,0.73.002,0

H

u

a v g

δ

υ

13,1.15,1.40060.2

66,45.40.508,01

2

=+

=

α β

υ

H H II

w w H

K K T

d b

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :K H =K Hβ.K Hα.K Hv =1,15.1,13.1,01=1,3125

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

MPa d

u b

u K T Z Z

Z

w w

H II H

M

66,45.38,3.40

)138,3.(

3125,1.40060.2825,0.35,1.274

)1.(

2

1 2

σ

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

[ ] [ ]σH = σH ''.Z v.Z R.K xH =495,4.1.0,95.1=470,6MPa

Nh vậy σ <H [ ]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: 0,68

47,1

100.64,0.73.006,0

F

u

a v

g

δ

υ

02,137,1.32,1.40060.2

66,45.40.525,11

2

=

α β

υ

F F II

w w F Fv

K K T

d b K

Hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F =K Fβ.K Fα.K Fv =1,32.1,37.1,02=1,84

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

)(252][)(1055

,1.66,45.40

7,3.777,0.68,0.84,1.40060.2

2

1 1

1

m d b

Y Y Y K

T

F w

w

F F

,3

60,3.105

2 1

max = = =

=

T

T T

T T

[)(5,4614,1.390

biến dạng d hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

ứng suất uốn cực đại :

)(464]

[)(1474,1.105

[)(8,1424,1.102

2.1.3, Tính toán cấp nhanh ( bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng )

♦ Xác định sơ bộ khoảng cách trục :

3

1 2 ' 1

1

][

.)

1(

ba H

H I a

w

u

K T u

K a

ψσ

03,1.8,7843)

131,5(5,

5,1

90.2)

1(

.2

=

u m

)( 1 2

Số răng bánh răng z1 = 19 ; z2 = 101

Đờng kính chia 28,5( )

1

19.5,1)cos(

90.21

2 1

u

a d

119

12,388,1cos112,388,1

2 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

1.22

sin

cos.2

tw

b

αβ

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :

88,03

68,143

1 1

s m n

d

.Tra bảng ”Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng” => cấp chính xác của bánh răng là 8(chọn theo bảng 6.13,[1],tập1)

Tra bảng: (6.16) đợc g0 = 56

(6.15) đợc δH =0,006 ; δF =0,016

93,2316,5

90.12,2.56.006,0

H

u

a v g

δ

υ

KHv =1+ 1,14

1.03,1.8,7843.2

5,28.27.93,21

υ

H H I

w w H

K K T

d b

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :K H =K Hβ.K Hα.K Hv =1,03.1.1,14=1,174

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

MPa d

u b

u K T Z Z

Z

w w

H H

M

5,28.316,5.27

)1316,5.(

174,1.8,7843.288,0.764,1.274

)1.(

2

1 1

[ ] [ ]σH = σH '.Z v.Z R.K xH =481,8.1.0,95.1=457,71MPa

Nh vậy σ <H [ ]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: 0,595

68,1

11

90.12,2.56.016,0

F

u

a v

g

δ

υ

365,11.05,1.8,7843.2

5,28.27.816,71

2

=

α β

υ

F F I

w w F

Fv

K K T

d b K

Hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F =K Fβ.K Fα.K Fv =1,05.1.1,365=1,433

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

)(252][)(3,475

,1.5,28.27

08,4.1.595,0.433,1.8,7843.2

2

1 1

1 1

m d b

Y Y Y K

T

F w

w

F F

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

)(6,236][)(7,4108

,4

6,3.3,47

2 1

F

F

σ

♦ Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Hệ số quá tải 1,4 1,4

1

1 1

max = = =

=

T

T T

T T

[)(5034,1.425

biến dạng d hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

ứng suất uốn cực đại :

)(464]

[)(22,664,1.3,47

[)(4,584,1.7,41

50

ct n n

n k n

kc =1,25 (bộ truyền làm việc 2 ca)

kbt =1,3 (Môi trờng làm việc có bụi)

)(953,454,2.1.95

953,4

KW k

P P d

Z p

a

1461016

4

4,25.)25100()10025.(

5,040.2

.4

.)(

).(

5,0

2

2

2 2

2 1 2 2

+

ππ

Số lần va đập của xích(công thức 5.14) i = 0,225 [ ] 30

146.15

69,19.25

Tính kiểm nghiệm xích về độ bền:

Theo (5.15),[1] : s = Q/(kđ.Ft+F0+Fv)

Theo bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q=113400 (N); khối lợng 1m xích là: q = 5kg

kđ = 1,4 (tải trọng mở máy bằng 2 lần tải trọng danh nghĩa)

63,02,1.5,4798.(

Nh vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc.

Lực tác dụng lên trục: Theo (5.20), Fr = kx.Ft = 1,15.4798,5 = 5518,3

8,7843]

.[

2,

40060]

.[

2,

5,130348]

.[

2,

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

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

50 mm

Chiều dài mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi:

(5,

(5,

22 12

)(131405,85.2

2 23

31 11

)(5,2235,525,85.2

212 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 : đợc xác định khi thiết kế bộ truyền xích

Trong đó D0:đờng kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi(tra bảng16-10a,[1],tập 2)

5505

,28

8,7843.2.2

87766,45.2

40060.2

2

.2

22

2 = = = Fx24

Fy22 = Fx22.tg tw tg 760N

855,0

54,36.877cos

0

=

=β

d : đờng kính vòng lăn của bánh răng ở tiết diện i trên trục k

Chiều của các lực đợc xác định nh trong hình

Chiều của lực nối trục có chiều sao cho mô men uốn tại mặt cắt của tiết diện bất kỳ là lớn nhất

3.2> Thiết kế trục và chọn ổ lăn

3.2.1 > Tính trục

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

)(100171

5,85.200

F

0

F0)

(

11

12 y12

11

11 11 12 y12 0

N l

l F

l F l F

m

y

y yk

00

11 12

10

11 10 12

N F

F

F

F F F F

y y

y

y y y yk

5,85.5505,223.90

.F-

0

.F0)(

11

12 12 13 x13 11

12 12 11 11 13 x13 0

N l

l F l F

l F l F l F

m

x x

x x

xk

=+

00

12 11 13 10

12 11 13 10

N F

F F F

F F F F F

x x x x

x x x x xk

=+

−

−

=+

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

Do tính đối xứng của trục nên :

2007607602

23 24 22 21

)(11522

8775508772

24 23 22 21

66,45.5322

.5322

22 24

z y

Mô men xoắn

)(200302

66,45.8772

22 22 24

x z

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

Mô men uốn

)(410442

3,154.5322

32 32 33

z y

Mô men xoắn

)(676612

3,154.8772

32 32 33

x z

N

l

l l F l F l F

l l F l F l F l F

m

c y

y y

c y

y y

yk

5738

171

)5,61171.(

477940

.760131.760)

(

.F-

0).(

.F0)(

31

34 31 34 32 33 33 y32 30

34 31 34 31 30 32 33 33 y32 1

=

++

−

−

=++

−

=

⇒

=++

5738760

760

00

34 30 33 32 31

34 31 33 32 30

N F

F F F F

F F F F F F

y y y y y

y y y y y yk

=

−+

+

=

−++

=

⇒

=++

l l F l F l F

l l F l F l F l F

m

c x

x x

c x

x x

xk

4628171

)5,61171.(

275940

.877131

877

).(

F

0).(

.F0)(

31

34 31 34 32 33 33 x32 30

34 31 34 31 30 32 33 33 x32 1

=+

++

=

++

+

=

⇒

=+

−+

4628877

877

00

34 30 33 32 31

34 31 33 32 30

N F

F F F F

F F F F F F

x x x x x

x x x x x xk

−

=+

−+

=+

−+

=

⇒

=

−+

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

Đờng kính các đoạn trục: Vì ở đây trục vào lắp khớp nối để nối với trục động cơ điện có

đờng kính trục là dđc = 25 mm nên chọn đờng kính trục đầu vào d13 = 0,8.dđc = 0,8.25 = 20 mm

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

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

Xác định đ ờng 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 M ky,

kx

M trong các mặt phẳng zoy, zox và biểu đồ mômen xoắn T k đối với các trục đợc 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

kyj kxj

1,

0 σ

tdkj kj

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép, công nghệ và có sử dụng các dẫy số tiêu chuẩn

ta chọn cụ thể đờng kính các đoạn trục nh sau:

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

,0

j

j

j

j aj

d

M W

M

π

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

Tiết diện của

j

oj

j aj mj

d

T W

T

πτ

τ = = = và đợc các giá trị cho ở bảng dới đây :

mj aj

σ

σ σ

1

;

mj aj

dj j K

S

τψτ

τ

τ τ

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

Chọn kích thớc 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 thớc của then (bảng 9.1)ứng với các tiết diện trục nh sau:

Tiết diện Đờngkínhtrục bìh t1

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 dới đây(với lt = 1,35d)

Theo bảng 9.5, với tải trọng va đập nhẹ [σd] =100, [τc] = 40…60

Vậy tất cả các mối ghép then đềuđảm bảo độ bền dập và độ bền cắt

3.2.2 > Chọn ổ lăn

Cho trục vào

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

Với kết cấu trục nh hình vẽ và đờng 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 đờng kính trong d=25 mm, đờng 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 ngợc với chiều đã dùng khi tính trục(tăng phản lực trên các ổ).Khi đó

)(378171

5,85.5205,223.90

.F

0

.F0)(

11

12 12 13 x13 11

12 12 11 11 13 x13 0

N l

l F l F

l F l F l F

m

x x

x x

−+

⇔

=

)(23252037890

00

12 11 13 10

12 11 13 10

N F

F F F

F F F F F

x x x x

x x x x xk

=+

−

=+

−

=

⇒

=+

−+

−

⇔

=

∑ 

Phản lực tổng trên hai ổ:

)(25299

2322 2

2 10

2 10

)(39099

3782 2

2 11

2 11

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 ớc:Theo công thức (11.3), với Fa = 0

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

 k t : hệ số kể đến ảnh hởng của nhiệt độ.(=1 khi nhiệt độ <105)

 k d:hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, Tra bảng (11.3)[1]

 X : hệ số tải trọng hớng tâm.(=1 vì chỉ chịu lực hớng tâm)

 Y : hệ số tải trọng dọc trục

Khả năng tải động :

)(9,7)

(93,210

2875.1420.60468,010

L Q

trong đó:

 m : bậc của đờng cong mỏi khi thử về ổ lăn, m=3 đối với ổ bi

 N : tốc độ quay của ổ = tốc độ quay của trục

 L : tuổi thọ của ổ tính bằng triệu vòng quay

 L h :tuổi thọ của ổ tính bằng giờ

 Lh = KHE.tΣ = 0,125.23000 = 2875 giờ

 KHE: tra bảng (6.4) [1]

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

)(234,039,0.6,0

)(39,0

Vậy khả năng tải động và tĩnh của ổ đợc đảm bảo.

Cho trục trung gian

Để bù lại sai số về góc nghiêng của răng đảm bảo cho hai cặp bánh răng vào khớp ta dùng ổ

đũa trụ ngắn đỡ kiểu 2000 cho gối đỡ 0 và 1

Với kết cấu trục nh hình vẽ và đờng kính ngõng trục d=30 mm, theo bảng “ổ đũa trụ ngắn

đỡ“ ta chọn ổ cỡ nhẹ 2206 có đờng kính trong d=30 mm, đờng kính ngoài D=62mm, khả năng tải động C=17,3kN, khả năng tải tĩnh Co=11,4 kN