Đồ án chi tiết máy thiết kế trạm dẫn động xích tải

Đồ án chi tiết máy thiết kế trạm dẫn động xích tải Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí. Đồ án môn học Chi tiết máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hóa lại kiến thức của các môn học như: Chi tiết máy, Sức bền vật lệu, dung sai, vẽ kỹ thuật,… đồng thời giúp sinh viên làm quen dẫn với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này.

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 4

CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 6

1.1 Tính chọn động cơ 6

1.1.1 Xác định tải trọng tương đương 6

1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ 7

1.2 Phân phối tỷ số truyền 8

1.3 Tính toán các thông số trên trục 9

1.3.1 Tính công suất trên các trục 9

1.3.2 Tính số vòng quay các trục 9

1.3.3 Tính mômen xoắn trên các trục 9

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG 11

2.1.5 Tính toán kiểm nghiệm xích về độ bền 13

2.1.6 Các thông số của đĩa xích 14

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh (Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng) 16

2.2.1 Chọn vật liệu 16

2.2.2 Xác định ứng suất cho phép 16

2.2.3 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 19

2.2.4 Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ -răng nghiêng 21

2.2.5 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng cấp nhanh 24

2.3 Tính toán bộ truyền bánh răng cấp chậm (Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng) 25

2.3.1 Chọn vật liệu 25

2.3.2 Khoảng cách sơ bộ trục 26

2.3.3 Xác định các thông số ăn khớp 26

2.3.4 Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ - răng ngiêng 27

2.3.5 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng cấp chậm 31

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI 32

CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ KIỂU LẮP TRONG HỘP GIẢM TỐC 64

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí Đồ án môn học Chi tiết máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hóa lại kiến thức của các môn học như: Chi tiết máy, Sức bền vật lệu, dung sai, vẽ kỹ thuật,… đồng thời giúp sinh viên làm quen dẫn với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này.

Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền không đổi và được dung để giảm vận tốc góc, tăng momen xoắn Với chức năng như vậy, ngày nay hộp giảm tốc được sử dụng rộng rãi trong các nghành cơ khí, luyện kim, hóa chất, công nghiệp đóng tàu…

Trong quá trình làm đồ án được sự giúp đỡ tận tình của các thấy cô trong bộ

môn, đặc biệt là thầy giáo Trần Văn Hiếu, em đã hoàn thành xong đồ án môn học

của mình Do đây là lần đầu, với trình độ và thời gian có hạn nên trong quá trình thiết kế không thể tránh khỏi những sai sót xảy ra, em xin chân thành cảm ơn những ý kiến đóng góp của các thầy cô trong bộ môn.

Em xin chân thành cảm ơn !

ĐỀ TÀI:

Đề số 1: THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG XÍCH TẢIPhương án: 7

Trong đó: Số liệu thiết kế:

2.Nối trục đàn hồi 2.Vận tốc xích tải: v = 1,05 (m/s)

4.Bộ truyền xích 4.Số răng đĩa xích tải: z =9 5.Tang quay 5.Thời gian phục vụ: lh = 5 năm

CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ1.1 Tính chọn động cơ

1.1.1 Xác định tải trọng tương đương

Gọi công suất cần thiết của động cơ là Pct và được tính theo công thức:

Trong đó: P1 là công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trên trục máy công tác.

1.1.1.2 Tính hiệu suất truyền η

Dựa vào bảng 2.3(tr19/TL1"tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1") trị số hiệu suất các loại bộ truyền và ổ ta chọn:

+ Hiệu suất của bộ truyền xích (được che kín): ηx = 0,96

+ Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (được che kín) : ηbr =0,97

+ Hiệu suất của cặp ổ lăn: ηol =0,99 + Hiệu suất của khớp nối trục : k 1

Vậy ta tính đươc hiệu suất của toàn bộ hệ thống η theo công thức :

η = ηk ¿ol4 ¿ ηbr2 ¿ ηx =1×0,994×0,972×0,96=

1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ

Tra bảng 2.4 (tr21/TL1) để chọn tỉ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ, từ đó tính số vòng quay đồng bộ dựa vào số vòng quay của máy công tác:

Truyền động xích: u = 2…5

Tỷ số truyền toàn bộ ut của hệ thống là: ut = u1 ×u2 ×u3

u1, u2, u3: Tỷ số truyền của từng bộ truyền tham gia vào hệ dẫn động Với bộ truyền xích: ut=ux×uh=¿ 3×10 = 30

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ nđb= 1500 (vòng/phút)

Với điều kiện chọn động cơ là :

Kiểu động cơ Công suất p

1.2 Phân phối tỷ số truyền

- Tính tỉ số truyền chung của hệ theo công thức (Theo CT3.23/48) TL1 ta có :

- Tính tỉ số truyền cấp nhanh (u1) và tỉ số truyền cấp chậm (u2) : Tỉ số truyền của hệ dẫn động: ut= ux×uh

1.3 Tính toán các thông số trên trục

1.3.1 Tính công suất trên các trục

Vì là sơ đồ tải trọng thay đổi nên công suất trên trục làm việc là:

Bảng đặc tính kỹ thuật của hệ thống truyền động :

P(kW) 8,5 8,44 8,1 7,78

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

Có 3 loại xích : xích ống, xích con lăn, xích răng.

 Xích ống : Đơn giản, giá thành hạ và khối lượng giảm vì không dùng con lăn nhưng cũng vì thế mà bản lề mòn nhanh Vì vậy chỉ dùng xích ống với các bộ truyền không quan trọng mặt khác yêu cầu khối lượng nhỏ.

 Xích con lăn : với kết cấu giống xích ống, chỉ khác phía ngoài ống lắp thêm con lăn, nhờ đó thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa bằng ma sát lăn Kết quả là độ mòn của xích con lăn cao hơn xích ống, chế tạo không phức tạp bằng xích răng nên xích răng sử dụng khá rộng rãi Nó dùng thích hợp khi vận tốc làm việc dưới 10-150 m/s Nên ưu tiên dùng xích một dãy , nhưng ở các bộ truyền quay nhanh, tải trọng lớn nếu dùng xích 2, 3 hoặc 4 dãy sẽ làm giảm được bước xích giảm tải trọng động và kích thước khuôn khổ của bộ truyền.

 Xích răng : có khả năng tải lớn, làm việc êm nhưng chế tạo phức tạp và giá thành đắt và dùng xích răng khi vận tốc xích trên 10-15 m/s.

 Từ những ưu nhược điểm của từng loại xích trên thì xích con lăn là :ưu việt và thích hợp nhất vì vậy ta chọn : Xích con lăn

2.1.2 Chọn số răng đĩa xích

Với ux = 2

Số răng z1 của đĩa xích nhỏ được chọn theo công thức:

z1 = 29 – 2ux = 29 – 2×2=25≥ 19 => z1=25

Số răng đĩa xích bị dẫn z2 = u × z1=¿2×25¿50 Chọn z2 = 50 ≤ zmax = 120

zmax được xác định từ điều kiện hạn chế độ tăng bước xích do bản lề bị mòn sau một thời gian làm việc:zmax=120đối với xích ống và xích con lăn; zmax=140 đối với xích răng

2.1.3 Xác định bước xích p

+ P là công suất cần truyền qua bộ truyền xích P= P3= 7,78 (kW) + Pt là công suất toán (kW)

+ [P] là công suất cho phép (kW)

+ kn là hệ số vòng quay Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ là:

 k0 : hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền.Do đường nối tâm các đĩa xích trùng với phương ngang Nên k0 = 1

 ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, chọn a = (30÷50)p, suy ra ka = 1.Chọn a = 40×p

 kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích Do điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích Nên kđc = 1

 kbt:hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn Vì môi trường làm việc có bụi, bôi trơn đạt yêu cầu nên chọn kbt = 1,3

 kđ: hệ số tải trọng động.Cho tải trọng va đập nhẹ nên ta chọn kđ = 1,2  kc : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền kc = 1 (làm việc 1 ca)

 Công suất cho phép : [P]= 19,3 (kW)

 Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt¿ [P]= 19,3 (kW)  Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p  pmax

Vậy lấy khoảng cách trục : a = a*- a= 1280 – 4 = 1276(mm)

Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14 tr85/TL1): i = 1,7 ≤ imax= 25(bảng 5.9 tr85/TL1)

2.1.5 Tính toán kiểm nghiệm xích về độ bền

Theo 5.15 (tr85/TL1): s = Qk

đ Ft+ Fo+ Fv ≥[s]

Theo bảng 5.2 (tr78/TL1) tải trọng phá hỏng Q = 88,5 kN, khối lượng 1m xích q = Vậy S = 18,8 > [S] = 8,5 => Bộ truyền xích đảm bảo độ bền.

2.1.6 Các thông số của đĩa xích

Đường kính vòng chia đĩa xích tính theo công thức 5.17(tr86/TL1)

[σH¿=600 MPa (ứng suất tiếp xúc cho phép) =>H1<[H] : đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc Tương tự: H2<[H] (với cùng vật liệu và nhiệt luyện) =>Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc.

Với z1 = 22 kr = 0,42; Ft = 758,19 (N); Kd = 1,2 (bộ truyền có 1 dãy xích), lực va đập trên 1 dãy xích:

Fvđ = 13 ×10−7× n3× p3 = 13 ×10−7×111,96 × 31,753= 6(N)

E= 2,1 ×105(MPa) ; A=262(mm¿¿2)¿là diện tích chiếu mặt tựa bản lề (bảng 5.12 tr87/ TL1)

Tra bảng 6.1(tr92/TL1) chọn vật liệu đĩa xích thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 có [σH] = 600 MPa đảm bảo được độ bền tiếp xúc.

Tỉ số truyền u 2

Theo bảng 6.1(tr92/TL1) chọn vật liệu cho cả 2 bánh là thép 45 tôi cải thiện.

Bánh nhỏ có độ rắn HB 241…285 có giới hạn bền σb1=850 (Mpa) và giới hạn chảy

+> SH =1,1 hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

Do trục quay 1 chiều nên KFC=1

Dựa vào bảng 6.2(tr94/TL1) với thép 45 tôi cải thiện

Theo công thức 6.4(tr93/TL1) ta có:

KFL=m√F NFO

+> mF : là bậc của đường cong mỏi: mF = 6

+> NFO : Số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về uốn với thép NFO = 4.106

2.2.2.3 Ứng suất quá tải cho phép

[σH]max=2,8.σch2 [σH]max=2,8.450=1260 Mpa [σF1]max=0,8.σch1[σF1]max =0,8.580=464 Mpa [σF2]max=0,8.σch2 [σF2]max =0,8.450=360 Mpa

2.2.3 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

2.2.3.1 Khoảng cách sơ bộ trục

Theo công thức (6.15a):

2.2.4 Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ -răng nghiêng

2.2.4.1 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.33(tr105/TL1), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

+>KH: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

Xác định ứng suất cho phép: v=3,7 <5(m/s), Zv=1, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra

=2,5 1,25m do đó ZR=0,95; với da<700mm, KxH=1 do đó theo 6.1 và 6.1a:

H =H ZvZRKxH=495,410,951=470,6 (MPa) Ta thấy: σH=446,5 (MPa )<[σH]=470,6 (MPa )

 Vậy bánh răng thỏa mãn về độ bền tiếp xúc.

2.2.4.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn (theo CT6.43)

YS= 1,08 – 0,0695ln(m)=1,032 (hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu)

YR=1(bánh răng phay) ; KxF=1 (da<400mm):hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh

2.2.4.3 Kiểm răng về quá tải

Theo CT6.48: với Kqt= TMax / T=2,2

σHmax=σH×√Kqt=470,6 ×√2,2 = 698 MPa ≤[σH]max=1260 MPa Theo CT6.49 : σF 1 max=σF 1× Kqt

σF 1 max=¿115,7 ×2,2 = 254,5 (MPa) ¿[σF 1] = 464(MPa)

σF 2 max=¿106,8 ×2,2 = 235 (MPa) ¿[σF 1] = 360(Mpa)

2.2.5 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Chiều rộng bánh răng bw 33 (mm)

Theo bảng 6.1(tr92/TL1) chọn vật liệu cho cả 2 bánh là thép 45 tôi cải thiện.

Bánh nhỏ có độ rắn HB 241…285 có giới hạn bền σb1=850 (Mpa) và giới hạn chảy

Tính góc β : cos β = m z(1z2)/ (2.aw)=2,5.(40+132)/(2.110) = 0,99 => β = 8,10

2.3.4 Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ - răng ngiêng

2.3.4.1 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.33(tr105/TL1), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

+>KH: là hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng +>KH: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

Xác định ứng suất cho phép: v=0,75, Zv=1, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra =10 40

m do đó ZR=0,9; với da<700mm, KxH=1 do đó theo 6.1 và 6.1a:

H =H ZvZRKxH=495,410,91=446 (MPa) Ta thấy: σH=389 ( MPa)<[σH]=446 ( MPa)

 Vậy bánh răng thỏa mãn về độ bền tiếp xúc.

2.3.4.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

- Điều kiện bền uốn cho răng theo (6.43): σF 3 = 2 T3 KF Yε Yβ YF1

Trong đó: KFβ = 1,17 - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành

răng (theo bảng 6.7); KFα = 1,40– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho

các đôi răng đồng thời ăn khớp cấp chính xác 8 (theo bảng 6.14) ⇒ Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo

2.3.4.3 Kiểm răng về quá tải

- Theo (6.48) với: σHmax= σH.√Kqt = 470,6.√1,4 = 698 (MPa); Trong đó: Kqt = Tmax

T = 1,4 (đề bài)

Ta thấy: σHmax = 698 MPa <[σH]max = 1260 MPa (theo 6.48)

- Theo (6.49)

σF 3 max = σF 3.Kqt =115,7 ×2,2 = 254,5 (MPa)<[σF 3]max = 464 (MPa);

σF 4 max = σF 4.Kqt =106,8 ×2,2 = 235 (MPa) <[σF 4]max = 360 (MPa).

2.3.5 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng cấp chậm

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

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

Ta theo bảng 10.2(tr189/TL1) để chọn chiều rộng ổ lăn Công thức 10.10 để xác định chiều dài mayơ đĩa xích và bánh răng Công thức 10.13 để xác định chiều dài nửa nối trục (ở dây chọn nối trục vòng đàn hồi) Bảng 10.3 và 10.4 để tính các khoảng cách Kết quả tính được khoảng cách lki trên trục thứ k từ gối đỡ 0 đến chi tiết quay thứ i như sau:

Với: d1 = 24 mm  bo1=17 (mm) (chiều rộng ổ lăn)

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

-k2: khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp -k3: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ -hn: chiều cao nắp ổ và đầu bu lông

Chọn nối trục vòng đàn hồi theo moomen xoắn T1 = 45813,7 Nmm.

Từ bảng 16.10a(tr68/TL2 ʽtính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ʼ tập 2) có : D0 = 71mm

Lực từ khớp nối tác dụng lên trục: Chọn Fk = 300(N)

⇒FxA = Fk×lc 12l+Ft 1×l13

11 = 300× 61,5+1867,26 ×55,5166 = 735,44(N)

∑Fx = 0 ⇒ FxB + Fk−¿ Ft 1 + FxA = 0

⇒ FxB = −FxA −Fk + Ft 1 = −¿735,44 −¿ 300 +1867,26 = 831,82 (N) - Tính momen uốn ở các tiết diện nguy hiểm :

Tiết diện a-a :

Mtdj làtổng momen tương đương tại tiết diện đang tính

Trong đó, [] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, tra bảng 10.5(tr195/TL1) với đường kính trục sơ bộ dsb= 30 (mm), thép 45 có b = 750 (MPa)=>[] = 63

Hình: Biểu đồ mô men trục 3

⇒FxE= Ft 4l.l32

31 = 3060,76.113166 = 2083,53 (N)

∑Fx = 0 ⇒FxE+FxF−Ft 4 = 0 ⇒FxF = −FxE + Ft 4 = 0 ⇒FxF = 3060,76 – 2083,53 = 977,23 (N)

- Tính momen uốn ở các tiết diện nguy hiểm : Tiết diện e-e :

+ Tại tiết diện bánh xích có mômen bằng không:

3.1.4.1 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Để trục được đảm bảo an toàn về độ bền mỏi thì hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm phải thoả mãn điều kiện (theo CT10.19 tr195/TL1):

: là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j (theo CT 10.20 và 10.21):

-1 ,-1 : là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Có thể lấy gần đúng -1 = 0,436b (với thép cacbon)

-1 = 0,58-1

=> -1 = 0,436.750 = 327 MPa => -1 = 0,58×327 = 189,66 MPa

aj ,aj , mj , mj : là biên độ và trị số trung bình nguy hiểm của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j Vì trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó:

mj = 0 ; aj = maxj = Mj / Wj

Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó: aj = mj = max / 2 = Tj / (2Woj)

Wj , Woj : là mômen cản uốn và mômen cản xoắn trục tại tiết diện nguy hiểm j Với trục 1 rãnh then, tra bảng 10.6 ta có:

Trong đó b, t1 tra bảng 9.1a(tr173/TL1) vì chọn then là then bằng đầu tròn ta có : Trên trục I : Bánh răng làm liền trục nên không cần then.

+> Kx : Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, tra bảng 10.8 ta có: Kx = 1,06

+> Ky : Hệ số tăng bền bề mặt trục phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt cơ tính vật liệu, tra bảng 10.9 ta có: Ky = 1,45

+> ,  : Là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10 ta có:

Vậy công thức 10.19 luôn thoả mãn Tiết diện tại d-d:

Vậy công thức 10.19 luôn thoả mãn Tiết diện tại f-f :

Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳng hạn khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Công thức

Vậy trục III thoả mãn điều kiện bền tĩnh.

3.2 Tính mối ghép then

Do các trục đều nằm trong hộp giảm tốc ⇒ chọn then bằng Để đảm bảo tính công nghệ, chọn then giống nhau trên cùng 1 trục Các ổ lăn lắp lên trục theo k6, lắp đĩa xích, nối trục, bánh răng theo k6 kết hợp với lắp then.