1. Trang chủ
  2. » Luận Văn - Báo Cáo

Ứng dụng tin học trong tính toán thiết kế chi tiết cơ khí chính xác

149 44 0

Đang tải... (xem toàn văn)

Tài liệu hạn chế xem trước, để xem đầy đủ mời bạn chọn Tải xuống

THÔNG TIN TÀI LIỆU

Thông tin cơ bản

Định dạng
Số trang 149
Dung lượng 5,74 MB

Các công cụ chuyển đổi và chỉnh sửa cho tài liệu này

Nội dung

Với mục đích đó luận văn bao gồm các nội dung sau: • Khảo sát các bộ truyền và cơ cấu cơ khí, cơ sở tính toán thiết kế các bộ truyền và cơ cấu đó nhằm mục đích áp dụng các phần mềm thiết

Trang 1

BỘ GIÁO DỤC ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI

ỨNG DỤNG TIN HỌC TRONG TÍNH TOÁN

THIẾT KẾ CHI TIẾT CƠ KHÍ CHÍNH XÁC

Trang 3

3.2 So sánh tính năng sử dụng của một số chương trình tính toán thiết kế trên máy vi tính 60

3.2.3 Độ phân giải màn hình (khi biểu diễn vật thể 3D) 61

3.2.5 Phạm vi sử dụng và các tính năng của mỗi phần mềm 61

3.3.1 Cơ sở lý thuyết tính toán thiết kế bộ truyền động bỏnh răng trụ 62

3.3.2 Cơ sở lý thuyết tính toán thiết kế bộ truyền động đai răng 83

3.4 Hướng dẫn cách sử dụng Inventor10 để tính toán thiết kế 88

3.4.2 Tớnh toỏn thiết kế bộ truyền động đai răng 110

4.2.1 Tớnh toỏn cho bộ truyền động bỏnh răng trụ 128

4.4 Giới thiệu và hướng dẫn cỏch sử dụng phần mềm 136

Trang 4

MỞ ĐẦU

Công nghiệp là ngành có vai trò quan trong trong tiến trình công nghiệp hóa hiện đại hóa đất nước, một quốc gia dự cú cụng nghệ cao, tin học phần mềm hàng đầu, dự tài nguyờn cú nhiều, dự cú nụng nghiệp, sinh học phỏt triển mà khụng cú

cụng nghiệp chế tạo mỏy phỏt triển thỡ cũng khụng là nước cụng nghiệp húa Để

thúc đẩy sự phát triển của ngành cụng nghiệp chế tạo mỏy nói riêng thì việc áp dụng những thành của khoa học vào sản xuất là cần thiết

Khoảng hơn chục năm trở về trước, việc tính toán thiết kế các sản phẩm cơ khí mất khá nhiều công sức và thời gian đ: làm tăng giá thành và chậm tiến độ sản xuất sản phẩm Ngày nay, công nghệ thông tin đ: xâm nhập vào mọi lĩnh vực khoa học công nghệ và trong lĩnh vực tính toán thiết kế cơ khí không là ngoại lệ Computer Aided Design (CAD) - Thiết kế dưới sự trợ giúp của máy tính đ: trở thành một công cụ không thể thiếu được của các kỹ sư cơ khí, nó giúp việc tính toán thiết kế trở nên nhanh hơn, đơn giản hơn, chính xác hơn, chuyên nghiệp hơn làm cho các sản phẩm sản xuất ra nhanh hơn, tốt hơn, rẻ hơn

Cùng với sự phát triển của các thế hệ máy tính điện tử ngày càng nhanh và mạnh hơn, rất nhiều ngành công nghiệp đ: áp dụng thành công quá trình thiết kế với

sự trợ giúp của các phần mền máy tính Việc thiết kế với sự hỗ trợ của máy tính có một lợi thế rất lớn là tiết kiệm được chi phí và thời gian thử nghiệm Các mô hình sản phẩm được thiết kế và thử nghiệm bằng các phần mềm chuyên dụng để thu được một thiết kế tối ưu nhất, sau đó thiết kế này mới được đưa vào chế tạo sản xuất

Ngày nay trên thế giới số lượng các phần mềm hỗ trợ thiết kế rất phong phú

và đa dạng như AutoCAD, Mechanical Desktop, SolidWorks, Autodesk Inventor, Pro Engineer mỗi phần mềm đều có những ưu điểm trong mỗi lĩnh vực Việc áp dụng chúng vào tính toán thiết kế chi tiết cơ khí và đặc biệt là cơ khí chính xác như thế nào? Đó chính là vấn đề mà luận văn cần giải quyết

Với mục đích đó luận văn bao gồm các nội dung sau:

• Khảo sát các bộ truyền và cơ cấu cơ khí, cơ sở tính toán thiết kế các bộ truyền và cơ cấu đó nhằm mục đích áp dụng các phần mềm thiết kế một cách hữu hiệu

Trang 5

• Khảo sát các phần mềm tính toán thiết kế, so sánh, lựa chọn phầm mềm phù hợp ứng dụng phần mền đ: lựa chọn để tính toán và thiết kế chi tiết cơ khí chính xác

• Khắc phục một số hạn chế của Inventor khi tính toán thiết kế chi tiết cơ khí một cách phù hợp hơn

Để giải quyết những vấn đề trên luận văn được chia thành 4 chương như sau:

Chương 1 - Khái quát chung về các bộ truyền và cơ cấu trong cơ khí

Chương 2 - Cơ sở lý thuyết tính toán thiết kế thông số hình học một số bộ

truyền và cơ cấu trong cơ khí Chương 3 - ứng dụng tin học trong tính toán và vẽ thiết kế chi tiết máy Chương 4 - Hỗ trợ khi sử dụng Inventor 10 trong tính toán thiết kế

Nhiệm vụ của từng chương như sau:

Chương 1 khảo sát các bộ truyền dùng trong ngành cơ khí nói chung và cơ khí chính xác nói riêng, chức năng của các bộ truyền và cơ cấu đó

Chương 2 trình bày cơ sở lý thuyết tính toán thiết kế thông số hình học một

số bộ truyền và cơ cấu trong cơ khí Chương này khảo sát các cách tính toán các thông số hình học cơ bản của bộ truyền và cơ cấu cơ khí

Chương 3 khảo sát các phần mềm tính toán thiết kế, so sánh, lựa chọn phầm mềm phù hợp ứng dụng phần mền đ: lựa chọn để tính toán và thiết kế một số chi tiết cơ khí chính xác

Chương 4 nêu ra các điểm còn hạn chế của phần mềm thiết kế đó và biện pháp khắc phục để quá trình tính toán thiết kế chi tiết cơ khí nhanh hơn, chính xác hơn Chương này đưa ra một biện pháp khắc phục nhươc điểm cho phần mềm tính toán thiết Đó là lập trình tạo một phần mềm hỗ trợ quá trình tính toán được tin học hóa một cách triệt để, giảm thiểu thời gian tính toán thiết kế, đơn giản hóa quá trình tính toán thiết kế cho người sử dụng

Để hoàn thành được bản luận văn này Em xin chân thành cảm ơn PGS TS Trần Định Tường đ: tận tình hướng dẫn em trong suốt quá trình thực hiện Những lời hướng dẫn chỉ bảo tận tình của thầy đ: giúp em rất nhiều trong quá trình làm luận văn

Trang 6

Xin cảm ơn các thầy, cô trong bộ môn Cơ Khí Chính Xác và Quang Học đ:

có nhiều ý kiến quý báu cho bản luận văn của em, những lời góp ý chân thành và kinh nghiệm quý báu của các thầy các cô đ: giúp em hoàn thành tốt luận văn này Xin cảm ơn toàn thể các thầy, cô giáo, các bạn đồng nghệp trong bộ môn Hình hoạ và vẽ kỹ thuật khoa Cơ khí trường Đại Học Công Nghiệp Hà Nội đ: động viên, góp ý và tạo những điều kiện thuận lợi để tôi có thể hoàn thành luận văn đúng thời hạn

Trong thời gian làm luận văn, mặc dù đ: cố gắng nhiều và đ: hoàn thành nhiệm vụ đ: đặt ra song do trình độ và thời gian có hạn mà các vấn đề nghiên cứu thì phức tạp nguồn tài liệu và phương tiện nghiên cứu còn khó khăn nên kết quả còn nhiều hạn chế vì vậy em rất mong tiếp tục nhận được sự góp ý của các thầy các cô

và các bạn

Hà nội, thỏng 4 năm 2008

Nguyễn Quang Hựng

Trang 7

Chương 1

KHÁI QUÁT CÁC BỘ TRUYỀN VÀ CƠ CẤU CƠ KHÍ

Trong cuộc sống chỳng ta thường xuyờn bắt gặp cỏc bộ truyền và cơ cấu cơ

khớ, chỳng cú mặt ở khắp nơi, ở cỏc ngành, cỏc lĩnh vực của đời sống, từ nụng thụn đến thành phố Chỳng đó trở thành một phần khụng thể thiếu đối với đời sống con

người Để truyền chuyển động trong cơ khớ chỳng ta sử dụng cỏc bộ truyền truyển

động, chúng có nhiệm vụ truyền cơ năng từ nguồn chuyển động tới các bộ phận công tác của máy Thông thường là biến đổi tốc độ, lực và mô men, đôi khi biến đổi dạng và quy luật chuyển động Để tớnh toỏn thiết kế chỳng trước hết ta sẽ khảo sỏt

qua cỏc bộ truyền và cơ cấu trong cơ khớ

1.1 Truyền động bánh ma sát.(Hỡnh 1.1)

Truyền động bỏnh ma sỏt thực hiện truyền cụng

suất giữa cỏc trục nhờ lực ma sỏt sinh ra tại chỗ tiếp

xỳc của cỏc bỏnh lắp trờn trục dẫn và trục bị dẫn Để

tạo ra lực ma sỏt cần tỏc dụng lực ộp cỏc bỏnh lại với

nhau

Truyền động bỏnh ma sỏt cú những ưu điểm:

+ Cấu tạo đơn giản

+ Làm việc ờm

+ Cú khả năng điều chỉnh vụ cấp tốc độ

Nhưng cũng cú một số nhược điểm:

+ Lực tỏc dung lờn trọc và ổ là khỏ lớn

+ Tỷ số truyền khụng ổn định do cú sự trượt giữa cỏc bỏnh khi làm việc

+ Khả năng tải thấp

Hình 1.1

Trang 8

quay với vận tốc ω1 nhờ có ma sát giữa

dây đai và bánh đai làm cho dây đai

quay dẫn đến bánh bị động quay với vận

tốc ω2, truyền cơ năng từ trục dẫn sang

trục bị dẫn

Truyền động đai cú những ưu điểm:

+ Có khả năng truyền động giữa 2 trục xa nhau (Amax = 15 m);

+ Truyền động êm do vật liệu có tính đàn hồi và giữ được an toàn cho các chi tiết máy khi quá tải (vì lúc này đai trượt trơn hoàn toàn);

+ Kết cấu đơn giản, dễ bảo quản;

+ Giá thành hạ

Nhưng cũng cú một số nhược điểm:

+ Khuôn khổ và kích thước khá lớn;

+ Tỷ số truyền luôn không ổn định (vì đai trượt đàn hồi);

+ Hiệu suất thấp;

+ Lực tác dụng lên trục, lên ổ lớn vì phải căng đai;

+ Tuổi thọ thấp khi làm việc với vận tốc cao

Trang 9

Truyền động bánh răng có −u điểm

- Đòi hỏi độ chính xác cao khi chế tạo

- Có nhiều tiếng ồn khi làm việc với vận tốc lớn

- Chịu va đập kém do độ cứng của bộ truyền cao

Hình 1.3 1.4 Truyền động trục vít (hình 1.4)

Hình 1.4

Trang 10

Truyền động trục vít dùng để truyền chuyển động cho 2 trục chéo nhau (thường chéo một góc 90o) Thường trục vít dẫn động còn bánh vít bị dẫn

ưu điểm của truyền động trục vít

+ Tỷ số truyền lớn imax = 1000, thường dùng i = 8 ữ 100

+ Làm việc êm không ồn vì nó tiếp xúc liên tục trong quá trình ăn khớp + Có khả năng tự h:m

Nhược điểm

+ Hiệu suất truyền động thấp

+ Bánh vít làm bằng kim loại màu đắt tiền

ưu điểm của bộ truyền xích

+ Có thể truyền động giữa 2 trục tương đối xa (Amax = 8 m)

+ Không có sự trượt như truyền động đai

+ Hiệu suất khá cao, có thể đạt 0,98

+ Lực tác dụng lên trục, lên ổ nhỏ hơn truyền động đai

+ Có thể cùng 1 lúc truyền chuyển động cho nhiều trục

Nhược điểm:

+ Đòi hỏi chế tạo và lắp ghép chính xác

+ Yêu cầu về chăm sóc phức tạp

+ Chóng mòn nhất là khi bôi trơn không tốt và làm việc ở nơi bụi bẩn

+ Có nhiều tiếng ồn khi làm việc

Hình 1.5

Trang 11

1.6 Cơ cấu đòn - bản lề

Trong các dụng cụ và thiết bị chính xác thường xuyên dùng nhiều loại ba, bốn khâu cơ cấu đòn – bản lề để truyền và biến đổi chuyển động nhằm thực hiện các hàm truyền tuyến tính hoặc phi tuyến một cách chính xác hoặc gần đúng Các cơ cấu đó là: cơ cấu sin và tang, cơ cấu thanh gạt, cơ cấu tay quay-con trượt , cơ cấu culit v.v…

1.6.1 Cơ cấu sin và tang (hình 1.6)

Các cơ cấu này thường dùng để biến chuyển động thẳng tịnh tiến của cần đẩy (1) thành chuyển động quay của tay đòn (2)

1.6.1.1 Cơ cấu sin (hình 1.6 a)

ở cơ cấu sin thì tay đòn (2) có bề mặt làm việc hình cầu hoặc bán cầu tỳ vào mặt đầu của cần đẩy (1)

1.6.1.2 Cơ cấu tang (hình 1.6 b)

Trong cơ cấu tang thì cần đẩy (1) với mặt đầu có dạng hình cầu hay bán cầu, còn tay

đòn (2) có bề mặt phẳng ở cơ cấu này có khoảng cách α không thay đổi,

1.6.2 Cơ cấu thanh gạt (hình 1.7)

Đó là cơ cấu có quan hệ với các cơ cấu không gian Trên hình 1.7a trình bày cơ cấu thanh gạt gồm có hai trục (1) và (2) được cặp chặt với hai thanh (3) và (4) bố trí bố trí thẳng góc với nhau Quỹ đạo những điểm tiếp xúc của hai thanh gạt sẽ là

1

2

O α

0

α B

1

2

a

Trang 12

đường thẳng NE, đó là vết cắt hay giao tuyến của hai mặt phẳng vuông góc với nhau

do chuyển động của hai thanh tạo nên

1.6.3 Cơ cấu tay quay - con trượt (hình 1.8)

Trong thực tế thường dùng hai sơ đồ nguyên lý của cơ cấu này Trên hình 1.8a trình bầy sơ đồ cơ cấu tay quay - con trượt chính tâm(y=0), còn trên hinh 1.8b

r

ϕ A

Trang 13

BA

BCA

Hình 1.9 Trên hình 1.9 trình bày một số sơ đồ nguyên lý của cơ cấu này Hình 1.9a là cơ cấu tay quay con trượt có các đoạn AB = BC = BD, hình 1.9b là cơ cấu dạng lămđa của Trecbưsep với kích thước của các khâu : AE = 2BE AC = BC = DC = 2,5 BE, hình 1.9c là cơ cấu culit có các AC = AB, BD = 3,4 AB

1.6.4 Cơ cấu culit (hình 1.10)

Khi quay tay quay chủ động (1), con

chạy (2) chuyển dịch theo sống trượt của

culit (3) và nhận được sự di động tiếp tuyến

2

3 1

A B

O

C 4

Trang 14

qu:ng theo chu kỳ dùng để biến

chuyển động quay(thường là quay

đều hay chuyển động dao động

liên tục) thành chuyển động quay

hay chuyển động tịnh tiến có dừng

lại theo chu kì với thời hạn nhất

định

Các cơ cấu này được dùng

trong các dụng cụ, hệ thống tự

động và các thiết bị với các chức

năng khác nhau Người ta thường

dùng các loại cơ cấu chuyển động

ngắt qu:ng như: cơ cấu man, cơ

cấu chốt, cơ cấu cam, cơ cấu bánh

răng không toàn phần, cơ cấu bánh

cóc, cơ cấu grip v.v

Hỡnh 1.12

Trang 15

1.7.1 Cơ cấu man

Cơ cấu man thường dùng để biến đổi chuyển động quay đều của khâu dẫn (tay quay) thành chuyển động quay có dừng lại theo chu kỳ nhất định của khâu dẫn (đầu man)

1.7.1.1 Cơ cấu man ăn khớp ngoài (hình 1.12)

Cơ cấu này gồm ba khâu:

1- Khâu chủ động là tay quay cùng với chốt A

2- Khâu bị động hay bị dẫn là đầu mancó Z r:nh hướng kính, thường lấy

1.7.1.2 Cơ cấu man ăn khớp

trong (hình 1.13)

ở cơ cấu này khâu chủ động (1)

là tay quay và khâu bị động (2) là đầu

man quay cùng chiều với nhau

Cơ cấu này với gia tốc nhỏ làm việc

êm hơn so với cơ cấu man ăn khớp

ngoài Cơ cấu này có thời gian chuyển

động lớn hơn thời gian đứng yên vì hệ

số chuyển động của cơ cấu τ >0,5

Hỡnh 1.13

Trang 16

1.7.2 Cơ cấu cóc

Cơ cấu cóc dùng để biến chuyển động quay hay dao động của khâu dẫn thành chuyển động quay hay tịnh tiến ngắt qu:ng của khâu bị dẫn Ngoài ra nó còn được dùng như cơ cấu hạn chế chuyển động của khâu bị dẫn theo một chiều

và cho phép chuyển đồnh tự do ở hướng ngược lại

Cơ cấu cóc dùng trong các rơle thời gian, các máy tự ghi và các dụng cụ với các chức năng khác nhau Theo kêt cấu và nguyên lý làm việc cơ cấu cóc đước chia thành:

- Cơ cấu cóc với bánh răng cóc (hình 1.14a, b, c)

- Cơ cấu cóc ma sát dùng các viên bi hoặc con lăn (hình 74d,e)

- Cơ cấu cóc h:m với bánh lệch tâm (hình 1.14f, g)

Ngoài ra, nguời ta còn phân biệt:

Cơ cấu cóc ăn khớp ngoài (hình 1.14a, d, f)

Cơ cấu cóc ăn khớp trong (hình 1.14b,c, e, g) và cơ cấu cóc ăn khớp mặt đầu (hình 1.14c)

Hỡnh 1.14

Trang 17

b) a)

Hỡnh 1.15

1.8 Các chi tiết ghép nối

Để hợp thành một bộ phận máy, các chi tiết

được ghép lại với nhau, có thể ghép cố định (mối

ghép ren, then, hàn…) hoặc ghép động (bản lề, ổ

trục, cặp bánh răng ăn khớp) Sau khi ghép các chi

tiết máy tạo với nhau thành một khối để thực hiện

một nhiệm vụ nào đó Các hình thức ghép là: đinh

tán, hàn, ren và then Trong chế tạo máy các liên kết

cố định được gọi là các mối ghép

Các mối ghép được chia làm 2 loại:

+ Ghép cố định tháo được là loại mối ghép có

thể tháo rời mà các chi tiết máy ghép không bị hỏng

Các loại mối ghép đó là ghép bằng then và then

hoa(hình.1.15.a), mối ghép ren.(hình 1.15.b)

+ Ghép cố định không tháo được là loại mối

ghép khi cần tháo phải phá hỏng một phần hoặc

hoàn toàn các chi tiết máy ghép Gồm có mối ghép

đinh tán và mối ghép hàn.(hình 1.16)

1.9 Cỏc chi tiết đỡ

Bao gồm trục, dầm, tấm, sống trượt và các ổ đỡ

Trong các hệ thống máy để đỡ các chi tiết máy như bánh răng, bánh đai, đĩa xích người ta dùng các trục Trục cùng với các chi tiết đó tạo ra sự ăn khớp và truyền chuyển động Như vậy trục vừa để đỡ vừa để truyền mô men từ nơi này sang

a)

D

d R

P

P

b)

Hỡnh 1.16

Trang 18

Hình 1.17

nơi khác Qua nhiều trục, nhiều các bộ truyền năng lượng được truyền từ nguồn đến nơi công tác

1.9.1 Trục và phân loại trục

1.9.1.1 Phân loại theo đặc điểm chịu tải:

+ Trục tâm chỉ có nhiệm vụ để đỡ

các chi tiết, có thể quay hoặc không

quay Trục tâm chỉ chịu uốn

+ Trục truyền vừa để đỡ vừa để

truyền mô men xoắn, nó vừa đỡ vừa

truyền mô men xoắn

1.9.1.2 Phân loại theo kết cấu trục: Có

trục trơn, trục bậc; trục đặc, trục rỗng

1.9.1.3 Phân loại theo hình dáng đường tâm trục: trục thẳng, trục khuỷu.(hình 1.17)

1.9.2 ổ đỡ

Khi lắp trục không bao giờ lắp trực tiếp ngõng trục vào tới bộ phận gối đỡ,

mà thường có thêm bộ phận trung gian đó là ổ trục Để khi làm việc sau một thời gian ổ trục có hỏng thay thế được dễ dàng Vậy ổ trục là bộ phận để đỡ các trục, nhờ

có nó mà tăng thời gian sử dụng cho các chi tiết khác Thường có 2 loại ổ: Kiểu ổ trượt và kiểu ổ lăn

Hình 1.18

Trang 19

Hình 1.19

k

l

Ngoài ra trong co khí chính xác còn có ổ tựa dùng cho chuyển động quay Ổ

tựa dùng cho chuyển động được chia thành các dạng sau: ổ tựa dùng ma sat trượt (hình 1.19 a,b,c,d,e), ổ tựa

Trang 20

1.10 Khớp nối trục

Khớp nối trục dùng để nối trục hoặc các chi

tiết máy khác với nhau để tạo ra kích thước và kết

cấu hợp lý hơn Ví dụ: ở kết cấu nối giữa trục động

cơ với trục vít Ngoài ra có khớp nối dùng để đóng,

mở các cơ cấu máy, để giảm tải trọng động, để điều

chỉnh thay đổi tốc độ của máy…

Có một vài loại khớp nối trục sau:

• Loại khớp trục chặt: Là loại khớp hay

dùng để nối chặt 2 đoạn trục với nhau và

luôn cùng chuyển động.(hình 1.20)

• Loại khớp trục đàn hồi: Dùng trong các

máy có va đập nhiều nhằm giảm va

đập.(hình 1.21)

• Loại ly hợp: Dùng để tạo ra sự liên kết

hay tách liên kết khi điều chỉnh máy thay đổi tốc độ.(hình 1.22)

1.11 Các chi tiết đàn hồi

Trong cơ khí các chi tiết đàn hồi trường có công dụng:

+ Tạo nên lực ép trong các khớp nối, phanh, bánh ma sát…

+ Giảm chấn động, rung động

+ Tích luỹ cơ năng và làm việc như một động cơ (cót đồng hồ…)

+ Thực hiện các dịch chuyển trở về vị trí cũ của van, cơ cấu cam…

+ Đo lực (trong các khí cụ đo như lực kế…)

Hỡnh 1.20

Hỡnh 1.21

Hỡnh 1.22

Trang 21

Và thường sử dụng một số chi tiết đàn hồi như: lò xo(hình 1.23), ống xiphon (hình 1.24b), màng đàn hồi(hình 1.24 a), màng tổng hợp, ống Burodon, ổ tựa cao su và bộ giảm chấn

P

Hỡnh 1.24

Trang 22

Chương 2 CƠ Sở Lý THUYếT TíNH TOáN CáC THÔNG Số HìNH HọC một số

bộ truyền và cơ cấu trong cơ khí

Tính toán thiết kế một bộ truyền hay cơ cấu trong cơ khí ta phải dùng các lý thuyết về các bộ truyền và cơ cấu đó áp dụng vào trường hợp cu thể của bài toán để

có thể tính toán được các thông số hình học, kiểm tra được độ bền, kiểm tra được các hỏng hóc hay gặp phải của bộ truyền đó để có thể có những điều chỉnh phù hợp

đáp ứng được yêu cầu của đầu bài

Để xây dựng những phần mềm tin học hỗ trợ tính toán thiết kế ta cần có những phương pháp, những hàm, những công thức tính toán và chúng là cơ sở không thể thiếu để lập trình ra những phần mềm đó

Trong chương này sẽ khảo sát và đưa ra cơ sở lý thuyết tính toán các thông số hình học của một số bộ truyền và cơ cấu trong cơ khí

2.1 Bộ truyền đai

2.1.1 Khái niệm chung

Dựa trên nguyên lý truyền động

bằng ma sát, bộ truyền gồm bánh đai

dẫn, bánh đai bị dẫn và dây đai mắc

căng trên hai bánh Khi bánh chủ động

quay với vận tốc ω1 nhờ có ma sát giữa

dây đai và bánh đai làm cho dây đai

quay dẫn đến bánh bị động quay với vận

tốc ω2, truyền cơ năng từ trục dẫn sang

Trang 23

Bước 1: Chọn loại đai và xác định đường kính bánh đai:

+ Căn cứ vào N, i và điều kiện làm việc để chọn loại đai cho thích hợp

+ Xác định đường kính bánh đai nhỏ theo công thức Xavêrin:

Trong đó: N1 là công suất trên trục dẫn (KW);

n1 là tốc độ quay của trục dẫn (vòng/phút)

+ Tính đường kính bánh đai lớn:

D2 = i.D1 (2.2) Tiêu chuẩn D2 theo bảng 15

+ Tính lại số vòng quay thực tế của bộ truyền:

So sánh n’2 với n2 cho phép sai lệch ∆n ≤ 5%

Hoặc tính i thực tế:

)1(1

%100

i

i i

∆ (2.5) Cho phép sai số: ∆i ≤ [∆i] = ± 5%

Hình 2.2

Trang 24

Bước 2: Xác định chiều dài dây đai L:

+ Sơ bộ tính A theo điều kiện:

Amin≤ Achọn≤ Amax (2.6)

Amin = 2(D1+D2); Amax = 1,5 (D1 + D2) + Xác định chiều dài hình học của đai:

A

D D D

D A

L

42

2

2 1 2 2

1

ư+++

v là vận tốc dây đai: ( / )

10

2.1.2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang

Bước 1: Chọn loại đai và xác định đường kính bánh đai

Trang 25

+ Dựa vào N và tạm dự kiến vận tốc (thường chọn v = (5ữ 10) m/s) tra bảng

+ Tính kích thước chiều dài L đai như công thức đai dẹt

Sau đó tiêu chuẩn L theo bảng 7b

+ Tính lại Acx:

1 2 2 2 1 2

2 8

1

D D D

D L D

D L

P Z

1

≥ (2.14) (F1 tra bảng 7)

Bước 5: Tính lực tác dụng lên trục

2sin

2 0 α1

Z T

T = (2.15)

Trang 26

2.1.2.3 Tính toán thiết kế bộ truyền đai răng

Bước 1: Xác định môdun và chiều rộng đai

3 1

1

n

P 35

Trong đó P1 là công suất trên bánh đai chủ động, kW

n1 số vòng quay của bánh đai chủ động, vg/ph

m phải được lấy theo tiêu chuẩn với giá trị: 1;1,5;2;3;4;5;7;10

Trong đó ψđ là hệ số chiều rộng đai ψđ = 6…9

Chiều rộng b phải được tra trong bảng 11

Bước 2 Tính chiều dài đai và số răng

Đường kớnh bỏnh đai d1 = mZ1; d2 = mZ2 (2.18) Trong đú Z1 và Z2 – số răng bỏnh đai

Số răng bỏnh đai nhỏ Z1 chọn theo mụdun tra bảng 12

Số răng bỏnh lớn Z2 = Z1 u (2.19) Thường chọn sơ bộ khoảng cỏch trục a = ( 0,5 +2,0) (d1+d2)

Sau đú định sơ bộ chiều dài L’ của đai theo cụng thức

L = 2a +

a

) d d ( 2

) d d ( 1+ 2 + 2ư 1 2

π

(2.20)

Theo trị số L’ tớnh sơ bộ số răng Z’d của đai Z’d = L;/ (πm) (2.21)

Và quy trũn Zd theo cỏc số liệu chuẩn: 32, 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160

Xỏc định chiều dài đai theo trị số Zd tiờu chuẩn L= πmZd (2.22)

Bước 3 tớnh lại khoảng cỏch trục a

Theo trị số L tớnh lại khoảng cỏch trục a

Tớnh số răng đai ăn khớp với bỏnh nhỏ Zd1=Z1

1

α /3600Trong đú α1 - gúc ụm của đai trờn bỏnh nhỏ Nờn lấy số răng đai Zd1≥6 Nếu Zd1 < 6 cần tăng khoảng cỏch trục a

Bước 4 Kiểm nghiệm điều kiện lực vũng

Từ điều kiện bền xỏc định chiều rộng b của đai cần thiết để truyền được lực vũng Ft

Trang 27

b[ ] d ([ ]q q )

K T 2 q

q

k F

2 2

v m 1

d 1 v

m

d t

Kd hệ số tải trọng động bằng 1÷1,6 ;

v – vận tốc của đai

qm khối lượng một mét đai rộng 1mm( bảng 13)

Chiều rộng đai phải quy tròn theo các trị số tiêu chuẩn (mm); 8; 10; 12,5; 16; 20; 25; 32; 40; 50; 63; 80

Truyền động đai răng không yêu cầu lực cang đai lớn Lực căng ban đầu chỉ cần lớn hơn lục ly tâm một ít

Trang 28

Truyền động bánh răng dựa trên nguyên tắc ăn khớp của các răng trên bánh răng hoặc răng trên thanh răng

Theo vị trí tương đối giữa các trục có các loại: truyền động bánh răng trụ khi các trục song song với nhau; truyền động bánh răng côn khi các trục cắt nhau; khi các trục chéo nhau sử dụng bánh răng trụ chéo hoặc bánh răng côn chéo

2.2.2 Tính toán bánh răng trụ răng thẳng

Bước 1: Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép:

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng theo bảng 9

ứng suất cho phép tra theo bảng 10

10.05,11

n

N K i

i A

Lưu ý: Dấu + khi bộ truyền ăn khớp ngoài; dấu – khi ăn khớp trong

Tính m theo công thức kinh nghiệm m = (0,01 ữ 0,02)A (2.27)

m chọn theo iêu chuẩn ở bảng 8

Bước 3: Kiểm nghiệm

+ Nghiệm sức bền tiếp xúc

Tính theo sức bền tiếp xúc tức là đảm bảo điều kiện:

Khi làm việc răng chịu σTX phân bố không đều như hình vẽ

Vì hiện tượng tróc thường bắt đầu từ vùng tâm ăn khớp nên ta tính σTX tại

đây Từ công thức của Héc:

ρ

.418,0

Chứng minh ta được công thức sau:

Trang 29

( ) [ ]tx tx

n

N K B

i i

2

3 6

1

10.05,1

[σtx] là ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm2) (bảng 10);

Vì σtx1 = σtx2 nên bánh nào có [σtx] nhỏ hơn thì ta kiểm tra cho bánh đó + Nghiệm sức bền uốn theo công thức

u

n

N K b Z m

10.1,192

6

(2.31) Công thức dùng để nghiệm sức bền uốn khi đ: biết số răng Z và mô đuyn m

10.1,19

n

N K Z

Trang 30

2 1

2

1 22

D

M D

M

α

tg P

Nếu bỏ qua ma sát thì: P1 =P2; Pr1 = Pr2

2.3 Truyền động xích

2.3.1 Khái niệm chung

Xích là một chuỗi các mắt xích được nối với nhau bằng bản lề Xĩch truyền chuyển động và công suất từ trục dẫn sang trục bị dẫn nhờ sự ăn khớp của các mắt xích với răng đĩa

Bộ truyền xích đơn giản gồm: 2 đĩa xích và 1 xích

2.3.2 Tính toán bộ truyền xích

Bước 1: Chọn loại xích

Chọn xích phụ thuộc điều kiện làm việc phụ thuộc vào thông số bước xich P

và tải trọng phá hủy Q tra trong các bảng 5.1, 5.2, 5.3 tài liệu tham khảo [1]

Chọn số răng của đĩa xích nhỏ dựa Z1 = 29 -2i ≥19

001,01

.10.65

.60

m p n Z

K N t

Trang 31

N là công suất (KW)

Hệ số k = K1 K2 K3 K4

K1 là hệ số xét đến tính chất của tải trọng

Tĩnh → K1 = 1; Động K1 = 1,2 ữ 1,5

K2 là hệ số xét đến điều kiện bôi trơn

Bôi trơn liên tục: K2 = 1 Bôi trơn nhỏ giọt: K2 = 1,3 Bôi trơn theo chu kỳ: K2 = 1,5

K3 là hệ số xét đến thời gian làm việc

Từ t tính được tra bảng 5.5 tài liệu tham khảo [1]→ t tiêu chuẩn

Bước 4: Xác định sơ bộ khoảng cách A

Trong đó t là bước xích

Chú ý: Nếu A càng nhỏ số mắt xích càng ít, số lần mỗi mắt xích bị va đập trong một

đơn vị thời gian tăng làm giảm tuổi bền, do đó A không nên quá nhỏ A quá lớn xích sẽ chóng bị chùng vì số mắt xích nhiều với độ gi:n dài ∆l quá nhỏ ⇒ xích dài

ra, do đó A ≤ 80t là tốt nhất

A

D D D

D A

42

2

2 1 2 2

1

ư+++

Từ LX tính ra số mắt xích:

Trang 32

A Z

Z

2

22

2 1 2 2

+

ư

=

2 1 2 2 2 1 2

1

2

Z Z 8 2

Z Z W

Ư 2

Z Z W 4

Qph tra bảng 5.3 tài liệu tham khảo [1]

[n] tra bảng 5.8 tài liệu tham khảo [1]

v

N

Bước 6: Tính đường kính đĩa xích

Trang 33

t D

2.4.1 Cấu tạo của mối ghép ren

Ghép bằng ren là loại có thể tháo được

Các chi tiết máy được ghép lại nhờ các chi tiết

máy có ren như bu lông, đai ốc, vít như hình vẽ

(hình 2.4) Cấu tạo mối ghép gồm bu lông (đai

ốc), vít hoặc vít cấy và các tấm ghép

Ghép bằng ren được dùng rất nhiều trong

ngành chế tạo máy Các chi tiết máy có ren

chiếm trên 60% tổng số các chi tiết máy trong

các máy

Mối ghép cũng được dùng nhiều trong các dàn cầu trục và các kết cấu bằng thép dùng trong ngành xây dựng

2.4.2 Các thông số cơ bản của ren

+ Đường kính ngoài của ren (d), còn gọi là

đường kính đỉnh ren Đây là đường kính danh

nghĩa của ren

+ Đường kính trong của ren (dt) là đường

kính chân ren

+ Đường kính trung bình của ren (dtb)

Trang 34

Hình 2.6

+ Bước ren (t hoặc S) là khoảng cách giữa 2 mặt song song của ren kề nhau

đo theo phương của trục

+ Bước xoắn (So) bằng khoảng di chuyển theo chiều trục khi xoay bu lông hoặc đai ốc đi một vòng

π

≤ λ

1) Bu lông chịu tải trọng dọc trục

Dưới tác dụng của lực P thân bu lông chịu kéo đúng tâm

Điều kiện bền kéo thân bu lông:

k k

F n

d

t k

d n

P d

σπ

4

Sau khi xác định được dt tra d theo TCVN 45 – 63

Trang 35

2) Bu lông chịu tải trọng ngang

Thân bu lông chịu cắt và dập

a) Điều kiện bền cắt: c [ ]c

i d n

(Lấy chiều dầy S của tấm mỏng hơn)

trong đó : [σ]d , [τ]c tra bảng [σ]d lấy theo vật liệu xấu

* Nếu cần tính d của bu lông ta lấy giá trị dmax

2.4.3.2 Bu lông ghép căng

Bu lông để ghép các bình hơi, nồi hơi

1 Đặc điểm

- Trước khi có ngoại lực cần phải vặn chặt đai ốc

- Thân bu lông chịu kéo do lực xiết bu lông gây ra và chịu xoắn do các mô men trên ren

Trang 36

[ ]k t

td d

3,1

.4

2 σ

trong đó: Q là lực kéo, [Q] là lực kéo cho phép

Với mỗi đường kính bu lông chịu được một lực [Q] nhất định

Như vậy muốn tính bu lông ghép căng ta cần xác định lực xiết Q Tra bảng với [Q] ≥ Q ta có d bu lông

a) Bu lông ghép căng chịu tải trọng ngang

*) Trường hợp ghép có khe hở: (Hình 2.8.a)

Điều kiện bền của mối ghép là khi có ngoại lực tác dụng các chi tiết ghép không được trượt lên nhau Muốn vậy phải xiết lực Q sao cho Fms > P

Lấy Fms > P khoảng 20% thì đảm bảo an toàn và không l:ng phí

Mà Fms = Q.n.f.i ⇒

i f n

P Q

.

2 , 1

Từ Q tra [Q] ta có đường kính d của bu lông

trong đó: i là số mặt tiếp xúc giữa các tấm ghép;

Trang 37

Hình 2.9

Đặc điểm:

Khi chưa có tải trọng ngoài (P) tác dụng cần phải

xiết chặt đai ốc Do đó bu lông đ: phải chịu lực kéo Q1 Khi

P tác dụng mỗi bu lông chịu lực kéo Q2 = P/n

Do có biến dạng của các chi tiết máy trong mối ghép

nên thực tế mỗi bu lông chịu lực kéo Q3 < Q1

Vậy lực kéo tổng cộng:

Q = Q3 + Q2 (2.59) Xác định lực Q3 phức tạp, nó phụ thuộc vào:

- Biến dạng của các chi tiết máy trong mối ghép ;

dạng nếp nhăn uốn sóng sâu Dưới tác dụng của

nội hoặc ngoại áp suất của khí hoặc chất lỏng

cũng như lực tác dụng lên tiết diện mép

ngoàicungf của ống xiphon thì thành bị biến dạng

do độ dài L và dung tích bên trong ống cũng thay

đổi

Ngoài chức năng là yếu tố nhạy đàn hồi

trong các dụng cụ đo áp suất , ống xiphon còn làm

mối ghép đàn hồi của các đường ống dẫn, các loại

bình chứa cần dung tích thay đổi

ống xiphon có 2 dạng: dạng hàn và dạng không hàn

Hình 2.10

Trang 38

Theo tiêu chuẩn các kích thước chủ yếu của ống xiphon như sau:

Đường kính ngoài: Dn = 2Rn = 11…160mm

Đường kính trong: Dt = 2R = 8,5…125mm Chiều dày thành ống: h = 0,08…0,25mm

Số nếp nhăn uốn sóng: n = 4…25 2.5.2 Tính toán ống xiphon

Đặc tính cơ bản của ống xinphôn cũng như màng là sự phụ thuộc của độ võng hay độ chuyển dịch của ống vào lực tác dụng dọc trục Q hay áp suất P

Ban đầu cần tính diện tích hiệu dụng của ống xinphôn theo đơn vị cm2

tb t

ở đây, Rn, Rt và Rtb – bán kính ngoài, trong và trung bình của ống xinphôn

Góc nghiêng của nếp nhăn α được tính theo công thức sau:

) 2 )(

1 ( 2

2 4

1

1

r R R n

L r n r

n1 – số lương nếp nhăn uốn phía ngoài theo chiều dài L của ống xinphôn

Độ võng hay độ dịch chuyển của ống xinphôn dưới tác dụng của lực dọc trục Q:

2 t

2

0 2 2 1 0 2

R

hBAA

A

n

Eh

1.Q

+α+α

E – mô đun đàn hồi của vật liệu (kg/cm2)

A0, A1, A2 và B0 – Các hệ số phụ thuộc vào các thông số hình học của xinphôn Giá trị của nó được xác định trên đồ thị phụ thuộc k và m:

m=

Trang 39

Độ võng hay độ dịch chuyển của ống xinphôn dưới tác dụng của áp suất P sẽ là:

2 t

2

0 2 2 1 0

2

hd

R

hBAA

A

n

Eh

1.F.p

+α+α

Sự thay đổi dung tích của ống xinphôn theo công thức ∆V=f.Fhd

ở đây, f - độ võng biến thiên theo từng thời điểm

Trong phạm vi làm việc, độ cứng của xinphôn không đổi: Kx =Q/λ =const và đặc tính của xinphôn; λ = ( P ) hoặc λ =f1(Q) là tuyến tính Tuy nhiên, nếu tăng tải trọng hay áp lực quá lớn thì độ cứng của xinphôn phải tăng theo và phá vỡ đặc tính tuyến của nó, do đó người ta thường lấy:

max

Q)7,05,0(

2.6.2 Tính toán ổ tựa hình trụ

Mô men ma sát khi chịu tác dụng của tải trọng hướng tâm như hình 2.11

Hình 2.11

Trang 40

Trong trường hợp này phương của lực hay tải trọng vuông góc với đường tâm của ngõng trục Mô men ma sát phụ thuộc vào tính chất tiếp xúc giữa bề mặt của ngõng trục với bạc và thường xảy ra chủ yếu ở phần dưới cuẳ ổ tựa, ta có mô men

ma sát bằng:

d.Q 2

1

ở đây, Q – tải trọng hướng tâm trên ngõng trục

à - hệ số ma sát trượt

d – dường kính của ngõng trục

Mô men ma sát khi tác dụng của tải trọng dọc

trục như hình 2.12

Trong hàng loạt kết cấu, ổ tựa không

những chỉ chịu tác dụng của tải trọng hướng tâm

mà còn chịu tác dụng của lực hay tải trọng theo

hướng dọc trục Bởi vậy trong trường hợp tổng

quát chung, mô men ma sát chung bằng tổng

các mô men ma sát chịu tác dụng của lực hay tải

trọng hướng tâm và dọc trục

Khi xác định mô men ma sát ở ngõng trục do tải trọng trục gây nên ta giả thiết mặt đầu của ngõng trục đặc phẳng tiếp xúc với mặth phẳng ổ tựa loại này chịu tải trọng dọc trục Q tương đối lớn, vận tốc trượt nhỏ, tuy nhiên nhược điểm chủ yếu

là sự mài mòn mặt đầu không đều do vận tốc dài v giảm từ mép biên vào đến vùng tâm làm tăng dần áp lực bề mặt ở trung tâm

Giá trị của áp lực tiêng có thể xem như không đổi:

tb 2

ở đây qtb - áp lực riêng trung bình

Mô men ma sát được tạo nên trên phần tử diện tích hình thành vành khăn có đường bán kính r và chiều rộng dr là:

dr r q 2 r rdr 2 q

Hình 2.12

Ngày đăng: 28/02/2021, 08:47

TỪ KHÓA LIÊN QUAN

TÀI LIỆU CÙNG NGƯỜI DÙNG

TÀI LIỆU LIÊN QUAN

🧩 Sản phẩm bạn có thể quan tâm

w