Tài liệu Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải (phương án số 3)

ĐAMH chi tiết máy NGUYỄN HOÀNG THI TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD : SVTH : MSSV : PHẠM MINH TUẤN NGUYỄN HOÀNG THI 21103338 ĐỀ TÀI: Đề số 1: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Phương án số: 3 hệ thống dẫn động xích tải gồm: 1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ. 2- Bộ truyền đai thang. 3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển. 4- Nối trục đàn hồi. Page | 1 ĐAMH chi tiết máy NGUYỄN HOÀNG THI 5- Bộ phận công tác (xích tải). Số liệu thiết kế: Lực vòng trên xích tải: F = 6500 N Vận tốc xích tải: v = 1,5 m/s Số răng đĩa xích dẫn: z = 11 răng Bước xích: p = 110 mm Thời gian phục vụ: L = 7 (năm) Quay một chiều, làm việc một ca, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ, một năm làm việc 240 ngày. Chế độ tải: T1 = T T2 = 0.8T T3 = 0,7T t1 = 17 s t2 = 17 s. t3 = 10 s Sai số vòng quay trục máy công tác so với yêu cầu ≤ ±5 % ======================================= === PHẦN 1 : XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG 1. Công suất tương đương (đẳng trị) của động cơ : a. Công suất đẳng trị trên xích tải: F .v 6500.1,5 Pmax  t  9,75 KW 1000 1000 Pdt = Pdt = 2 2 2 T1 T2 T3 Pmax 3 T × t 1+ T ×t 2+ T ×t 3 t 1+t 2+t 3 2 2 2 3 1 ×17+ 0.8 × 17+0,7 ×10 9,75 17+17+ 10 Pdt = √ ( ) ( ) ( ) √ 8,8387 (KW) Page | 2 ĐAMH chi tiết máy NGUYỄN HOÀNG THI b. Hiệu suất của toàn bộ hệ thống: ηΣ = ηđ . ηbr1 . ηbr2 . ηkn . (ηol)3 tra bảng 3.3 tài liệu [1] ta có: ηđ = 0.95 hiệu suất bộ truyền đai ηbr1 = ηbr2 = 0.95 hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ηol = 0.99 hiệu suất ổ lăn ηkn = 0.99 hiệu suất khớp nối trục. vậy ηΣ = 0.8236 c. Công suất đẳng trị trên trục động cơ: P 8,8387 Pct  dt  10,73  0,8236 (KW) d. Số vòng quay trên trục động cơ: Số vòng quay của đĩa xích tải ( công thức 2.17 tài liệu [2] ) 60000.v 60000.1,5 nxt   74,38 z. p 11.110 ( vòng/phút ) Tỉ số truyền sơ bộ: Tra bảng 2.4 tài liệu [2] ta có: usbđ = 3, usbh = 12 => usbc = 36 số vòng quay sơ bộ cần thiết của động cơ: nsbct = nxt . usbc =74,38.36=2677,68 (vòng/phút ) 2. Chọn động cơ : Động cơ được chọn cần thỏa điều kiện:  Pdc Pct 10,73 KW  ndc nsb 2677,68 v/p Tra bảng P.1.1 tài liệu [2] ta chọn động cơ có số hiệu 4A132M2Y3 có thông số như sau: - công suất: P = 11 KW - vận tốc quay: n = 2907 v/p - hệ số công suất: cosφ = 0,9 - Hiệu suất: η% = 88 3. Phân phối tỉ số truyền: Tỷ số Tỷ số Tỷ số Tỷ số Số Tỷ số truyền truyề truyền truyền Động cơ vòng truyền hộp n bộ cặp bánh quay chung giảm truyề bánh răng 1 tốc n đai răng 2 4A132M2 2907 39 13 3 3 4,3 Page | 3 ĐAMH chi tiết máy NGUYỄN HOÀNG THI Y3 4. Công suất, momemt, vận tốc trên các trục: a. Trục II: P 4,5 PII  ct  4,64 kn .ol 0,98.0,99 KW nII 55 v/p P 4,64 TII 9,55.106. II 9,55.10 6. 805673 nII 55 N.mm b. Trục sI: P 4,64 PI  II  4,88 br .ol 0,96.0,99 KW nI nII .ubr 55.3,25 179 v/p P 4,88 TI 9,55.106. I 9,55.10 6. 260358 nI 179 N.mm c. Động cơ: Pdc 5,5 KW ndc 716 v/p P 5,5 Tdc 9,55.106. dc 9,55.106. 73359 ndc 716 N.mm  Bảng số liệu thiết kế bộ truyền cơ khí: Trục Công suất (KW) Tỉ số truyền Vận tốc (v/p) Moment xoắn (N.mm) Động cơ Trục I Trục II Trục III 11,83 11,13 10,47 9,85 3,25 2907 38864 4,32 894,46 207,05 118833 2,78 74,48 126299 482920 0 Page | 4 ĐAMH chi tiết máy NGUYỄN HOÀNG THI ========================== ========= Phần 2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT 1. Thông số thiết kế: Công suất: P1 = 5,5 KW Vận tốc: n1 = 716 v/p Moment: T1 = 73359 N.mm Tỉ số truyền: uđ = 4 Điều kiện làm việc: quay 1 chiều, làm việc 2 ca, va đập nhẹ. Ta chọn vật liệu đai là vải cao su. 2. Tính d1. d1 (1100 1300) 3 P1 5,5 (1100 1300) 3 n1 716 217 257 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 225 mm 3. Vận tốc: n . .d1 716. .225 v 1  8,435 60000 60000 m/s Page | 5 ĐAMH chi tiết máy NGUYỄN HOÀNG THI 4. Tính d2. d2 u.d1.(1   ) 4.225.(1  0,01) 891 Theo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 900mm Tính lại tỉ số truyền u: d2 900 ud   4 d1.(1   ) 225.(1  0,01) 5. Tính chiều dài đai L. - Tính sơ bộ khoảng cách trục: a > 2(d1 + d2)=2250 mm chọn a sơ bộ = 2250 mm - chiều dài đai: d1  d2 (d2  d1 )2 L 2.a    6300 2 4.a mm Tăng L thêm 200 mm để nối đai Vậy L = 6500 mm - tính lại khoảng cách trục: d1  d2 (d2  d1 )2 L 2.a    2 4.a  a = 2241 mm kiểm tra: v 8,435 1 i  1,29  [i] 3 5 L 6,5 s Vậy giá trị L thỏa điều kiện làm việc. 6. góc ôm đai. d d 1   2 1 2,84 0 a rad  162,82 7. chiều dày đai. d1 d 25    1 9  25 Chọn  7.5 mm 8. bề rộng đai. 1000 P1 b  .v.[ t ] (1) Page | 6 ĐAMH chi tiết máy NGUYỄN HOÀNG THI [ ] [ t ]0 .C .Cv .C0 .Cr Trong đó: t [ t ]0 [ ] Với =2,17 ( tra bảng 4.7 tài liệu [1] với 0 =1,8 Mpa ) C 1  0,003.(180  1 ) 0,95 Cv 1 ( vì v < 10 m/s ) Co 1 ( vì hai bánh đai được lắp nằm ngang ) Cr 0,75 ( làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ ) [ ] 2,17.0,95.0,75.1.1 1,546  t MPa Thế vào (1) ta có: 1000.5,5 b 56,23 7,5.8,435.1,546 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn b = 60 mm 9. Bề rộng bánh căng đai. Tra bảng 4.5 tài liệu [1] ta có ứng với b = 60 mm thì B = 70 mm Vậy thiết kế bánh căng đai có bề rộng B = 70mm 10. Tính lực tác dụng. - Lực căng ban đầu: F0 =[ 0 ].A [ 0 ].b. =1,8.7,5.60=810 N - Lực tác dụng lên trục và ổ lăn:  162,82 Fr =3.F0 .sin( 1 ) 3.810.sin( ) 2403 2 2 N Bảng thông số thiết kế bộ truyền đai: P1 (KW) 5,5 Fr (N) 2403 α1 (0) 162,82 n1 (v/p) 716 Fo (N) 810 u 4 d1 (mm) 225 B (mm) 70 L (mm) 6500 d2 (mm) 900 b (mm) 60 δ (mm) 7,5 a (mm) 2241 Page | 7 ĐAMH chi tiết máy NGUYỄN HOÀNG THI ========================== ========= Phần 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG 1. Thông số thiết kế: vì bộ truyền bánh răng được bôi trơn tốt ( bộ truyền kín ), để tránh hiện tượng tróc rỗ mặt răng, ta chọn phương án tính toán thiết kế theo độ bền mỏi tiếp xúc. - Công suất: P = 4,88 KW - Moment xoắn: T = 260358 Nmm - Thời gian làm việc tính theo giờ: Lh 5 300 2 8 24000 h 2. Chọn vật liệu o Bánh răng dẫn là thép C45 tôi cải thiện có:  độ rắn 250 HB. Page | 8 ĐAMH chi tiết máy  Giới hạn mỏi: NGUYỄN HOÀNG THI  Ho lim1 2 HB1  70 2 250  70 570 Mpa o 1,8HB1 1,8.250 450  Giới hạn mỏi uốn: H lim1 Mpa  Hệ số an toàn: SH = 1,1 SF = 1,75 o Bánh bị dẫn là thép C45 thường hóa,  độ rắn 235 HB. o 2 HB1  70 2 235  70 540  Giới hạn mỏi: H lim1 Mpa o 1,8HB2 1,8.235 423  Giới hạn mỏi uốn: H lim 2 Mpa  Hệ số an toàn: SH = 1,1 SF = 1,75 (bảng 6.13 trang 220 tài liệu [1] ) 3. ứng suất cho phép: a. ứng suất tiếp xúc: Xác định số chu kì làm việc tương đương N HE và hệ số tuổi thọ KL: o Đối với bánh dẫn: 3  T  N HE1 60c  i  ni ti  Tmax  Vì mỗi vòng quay bánh răng chỉ ăn khớp 1 lần nên c = 1  15 36  N HE1 60 1 179 24000  13   0,83   1,69.10 8 51 51   chu kì Số chu kì làm việc cơ sở NHO : NHO1 = 30HB2,4 = 30.2502,4 = 0,17.108 chu kì Vì NHE1 > NHO1 do đó K HL1  6 N HO1 1 N HE1 o Đối với bánh bị dẫn:  15 36  N HE 2 60 1 55 24000  13   0,83   0,52.10 8 51 51   chu kì Page | 9 ĐAMH chi tiết máy NGUYỄN HOÀNG THI Số chu kì làm việc cơ sở NHO : NHO2 = 30HB2,4 = 30.2352,4 = 0,15.108 chu kì Vì NHE2 > NHO2 do đó K HL 2  6 N HO 2 1 N HE 2 Xác định giá trị ứng suất tiếp xúc cho phép:  Ho lim1 0,9 570 0,9   H 1   K HL1  466,36 SH 1,1 MPa o  0,9 540 0,9   H 2   H lim 2 K HL 2  441,8 SH 1,1 MPa Đối với bánh răng côn răng thẳng, thì ứng suất tiếp xúc cho phép khi tính toán chọn theo giá trị nhỏ nhất từ hai giá trị   H 1    H 2  ,       441,8 Do đó  H   H 2  Mpa b. ứng suất uốn cho phép.  K FL K FC   F   0 F lim S (1) = 1 : hệ số xét đến ảnh hưởng khi làm việc F Trong đó: KFC đảo chiều. o số chu kì làm việc tương đương : 6  T  N FE 60c   i  niti  Tmax  o bánh dẫn:  15 36  N FE1 60 1 179 24000  16   0,86   1,235.108 51 51   Vì NFE1 = 1,235.108 > NFO = 4.106 do đó KFL1 = 1. o Bánh bị dẫn: Page | 10 ĐAMH chi tiết máy NGUYỄN HOÀNG THI  15 36  N FE 2 60 1 55 24000  16   0,86   0,38.108 51 51   Vì NFE2 = 0,38.108 > NFO = 4.106 do đó KFL2 = 1. Thế các giá trị tìm được vào (1) ta có: 450 1 1   F1   257,14 1,75 MPa 423 1 1 241,7 1,75 Mpa 4. Các thông số bánh răng: a. Đường kính vòng chia ngoài:   F 2   de1 95 3 95 3 T1K H  0,85(1  0,5. be )2 . be .u   H  2 255379.1,281 119,5 0,85(1  0,5.0,285)2 .441,82.3,25.0,285 Trong đó: KH  KF =1,281( tra bảng 6.18 tài liệu [I] ) 1  1,5.(K H   1) 1,43  be 0,285 b. Tra bảng 6.19 trang 249 tài liệu I Ta chọn z1p = 20 răng, và do H1 và H2 đều < 350 HB Do đó z1= 1,6.z1p = 32 răng c. Số răng bánh bị dẫn: z2= u.z1 = 32.3,25 = 104 răng d. Môđun vòng chia ngoài: d 135,4 me  e1  4,23 z1 32 Theo tiêu chuẩn ta chọn me = 4, do đó: de1 me .z1 4.32 128 mm e. Đường kính vòng chia ngoài bánh bị dẫn: de 2 me .z2 4.104 416 mm Page | 11 ĐAMH chi tiết máy NGUYỄN HOÀNG THI f. Chiều dài côn ngoài: Re 0,5.me . z12  z22 0,5.4. 322  104 2 217,6 mm g. Chiều rộng vành răng: b  be .Re 0,285.217,6 62,016 mm h. Góc mặt côn chia: 1 1 1 arctg arctg 17,10 u 3,25 0 0  2 90  17,1 72,9 0 i. Đường kính vòng chia trung bình: dm1 de .(1  0,5 be ) 128.(1  0,5.0,285) 109,76 dm 2 416.(1  0,5.0,285) 356,72 mm mm j. Vận tốc vòng:  .d .n  .109,76.179 v  m1 1  1,03 60000 60000 m/s k. Môđun vòng chia trung bình: mm me .(1  0,5 be ) 4.(1  0,5.0,285) 3,43 Chọn mm = 4 l. Theo bảng 6.3 tài liệu [1] với v < 2,5 m/s ta chọn cấp chính xác = 9. 5. Giá trị các lực tác động lên bộ truyền. 2.T 2.255379 Ft1  1  4653,4 dm1 109,76 N F 4653,4 Fn1  t1  4952,04 cos( ) cos(20) N Fr1 Ft1.tg .cos1 4653,4.tg(20).cos(17,1) 1618,83 Fa1 Ft1.tg( ).sin(1 ) 4653,4.tg(20).sin(17,1) 498 N 6. Kiểm nghiệm ứng suất. a. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc. Với v = 1,03 m/s, cấp chính xác 8, tra bảng 6.17 tài liệu [1] ta có : KHV = KFV = 1,08 Page | 12 ĐAMH chi tiết máy NGUYỄN HOÀNG THI Ứng suất tiếp xúc:  H Z H .Z M .Z Trong đó: trọng tính 2T1.K H . u 2  1 0,85.dm2 1.b.u KH = KHv . KHβ= 1,281.1,08 = 1,38. Hệ số tải ZM = 275 Mpa1/2 cặp bánh răng bằng thép. ZH = 1,76 khi α=200 Zε = 0,96 khi ε=1,2 Thế các giá trị vào 2 ta có: ứng suất tiếp xúc: 255379. 3,252  1  H 1,76.275.0,96 301,39 0,85.109.76 2.62,016.3,25 Mpa Vậy  H 301,39  [ H ]=441,8 nên bánh răng đủ bền tiếp xúc. 7. Kiểm nghiệm ứng suất uốn. a. Số răng tương đương: z1 32 zv1   33,48 cos(1 ) cos(17,1o ) zv 2  z2 104  353,69 cos( 2 ) cos(72,9o ) b. Hệ số dạng răng: 13,2 13,2 YF1 3,47  3,47  3,86 zv1 33,48 YF 2 3,47  13,2 13,2 3,47  3.5 zv 2 353,69 c. Tỉ số so sánh độ bền uốn: [ F1 ] 257,14  66,62 YF1 3,86 [ F 2 ] 241,7  69,06 YF 2 3,5 Page | 13 ĐAMH chi tiết máy NGUYỄN HOÀNG THI [ F1 ] [ F 2 ]  YF1 YF 2 Vì nên ta tính toán độ bền uốn theo bánh răng dẫn ứng suất uốn: Y .F .K F  F t F 0,85.b.mm Với KF = KFv . KFβ= 1,43.1,08 = 1,54. Hệ số tải trọng tính Y .F .K 3,86.4653,4.1,54 F  F t F  131,19 0,85.b.mm 0,85.62,016.4 Vậy  F 131,19  [ F ]=257,14 nên bánh răng đủ bền uốn. 8. Thông số thiết kế bộ truyền bánh răng côn, răng thẳng. Công suất trên trục bánh răng dẫn P1(kW) = 4,88 Số vòng quay trục bánh răng dẫn n1(v/ph) = 179 Mômen xoắn trên trục bánh răng dẫn T1(Nmm) = 260358 Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng nón ubr = 3,25 răng thẳng Tổng số giờ làm việc Lh(giờ) = 24000 Vật liệu bánh dẫn - Độ rắn HRC = 250 Vật liệu bánh dẫn - Giới hạn bền b(MPa) = 1,8 Vật liệu bánh dẫn - Giới hạn chảy ch(MPa) = Vật liệu bánh bị dẫn - Độ rắn HRC = 235 Vật liệu bánh bị dẫn - Giới hạn bền b(MPa) = Vật liệu bánh bị dẫn - Giới hạn chảy ch(MPa) = Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán [0H](MPa) = 441,8 Ứng suất uốn cho phép tính toán [0F](MPa) = 241,7 Chọn hệ số tải trọng tính KH = 1,281 Chọn hệ số bề rộng bánh răng be = 0,285 Đường kính vòng chia ngoài bánh dẫn de1 (mm) =119,5 Page | 14 ĐAMH chi tiết máy NGUYỄN HOÀNG THI de1 tính toán Chọn số răng Z1p Z1p (răng) = 20 Số răng bánh dẫn Z1(răng) = 32 Số răng bánh bị dẫn Z2(răng) = 104 Mô đun ngoài tiêu chuẩn me (mm) = 4,23 Đường kính vòng chia bánh dẫn de1(mm) = 128 Đường kính vòng chia bánh bị dẫn de2(mm) = 416 Sai số tỉ số truyền u (%) = 0 cả hệ thống Đường kính trung bình bánh dẫn dm1(mm) =109,76 Đường kính trung bình bánh bị dẫn dm2(mm) = 356,72 Góc đỉnh nón chia bánh dẫn 1 (độ) = 17,1 Góc đỉnh nón chia bánh bị dẫn 2 (độ) = 72,9 Chiều dài đường sinh mặt nón chia Re (mm) = 217,6 Bề rộng bánh răng b (mm) =62 Cấp chính xác chế tạo CCX = 9 Lực vòng trên bánh dẫn Ft1 (N) = 4653,4 Lực dọc trục trên bánh dẫn Fa1 (N) = 498 Lực hướng tâm trên bánh dẫn Fr1 (N) = 1618,83 ============================= Phần 4: Page | 15 ĐAMH chi tiết máy NGUYỄN HOÀNG THI THIẾT KẾ TRỤC 1. Thiết kế trục I. a. Thiết kế sơ bộ: o Trục I truyền moment xoắn từ bánh đai đến bánh dẫn của hộp giảm tốc một cấp, có bánh đai và bánh răng côn răng thẳng ở ngoài, cặp ổ lăn ở giữa. o Chọn vật liệu. Chọn vật liệu là thép C35 có: ứng suất cho phép [σ] = 65 Mpa; [τ] = 20 Mpa Giới hạn bền σ b = 560 MPa, giới hạn chảy σ ch = 320 MPa σ −1 = 280 Mpa; τ −1 = 140 Mpa o Khoảng cách trục theo chiều dài. Tra bảng 10.2 tài liệu [1] với T = 260358 N.mm ta chọn: f = 80 mm khoảng cách giữa bánh đai với ổ lăn 1. e = 95 mm khoảng cách giữa 2 ổ lăn. u = 85 mm khoảng cách giữa ổ lăn 2 và bánh răng. x = 10 mm w = 40 mm bề rộng ổ lăn. Page | 16 ĐAMH chi tiết máy NGUYỄN HOÀNG THI b. Phân tích lực tác dụng lên trục I: Trong đó: o Moment xoắn: T1 =260358 N.mm o Lực tác dụng lên lên bánh đai: Fr = 2403 N o Lực tác dụng lên bánh răng: F t 1 = 4653,4 N  Lực tiếp tuyến: F r 1 = 1618,83 N  Lực hướng tâm: F a 1 = 498 N  Lực dọc trục:  Moment uốn: d 128 M a1 Fa1. e1 498. 31872 N.mm 2 2  Tính toán sơ bộ đường kính trục Page | 17 ĐAMH chi tiết máy NGUYỄN HOÀNG THI D 3 5T 3 5.260358   35,14 mm 30   c. Tính toán độ bền: o Trong mặt phẳng oyz: M A y 0  Fr .75  RBy .95  Fr1.(95  80)  M a 0 Fr .75  Fr1.(95  80)  M a 95 2403.75  1618,83.175  31872  4543, 7 N 95  Fy 0  Fr  RAy  RBy  Fr1 0  RBy   RAy Fr  RBy  Fr1 2403  4543, 7  1618,83 5327,87 N o Trong mặt phẳng oxz:  M xB 0  RAx .95  Ft1.80 0 Ft1.80 4653, 4.80  3918, 65 N 95 95  Fx 0  RAx  RBx  Ft1 0  RAx   RBx RAx  Ft1 3918, 65  4653, 4 8572 N o Vẽ biểu đồ moment với: M Ax Fr .75 2403.75 180225 N.mm M Bx M a  Fr1.80 31872  1618,83.80  97634, 4 N.mm M By RAx .95 3918, 65.95 372271,85 N.mm Page | 18 ĐAMH chi tiết máy NGUYỄN HOÀNG THI d. Moment tương đương tại tiết diện nguy hiểm:  Dựa vào biểu đồ moment ta thấy tiết diền nguy hiểm tại B Moment uốn tại B: 2 2 M B  M Bx  M By  97634, 42  372271,852 384862 N.mm Moment tương đương tại B: 2 2 M td  M Bx  M By  0, 75T 2  97634, 4 2  372271,852  0, 75.2603582 446047, 67 N.mm Page | 19 ĐAMH chi tiết máy NGUYỄN HOÀNG THI Đường kính trục tại B: 32 M td 3 32.446047, 67  41,19 mm  [ ]  .65 Do tại tiết diện nguy hiểm có lắp ổ lăn nên ta chọn d B 45 mm dB 3 Ta chọn các kích thước còn lại như hình: Kiểm tra lại tiết diện:  Tại vị trí A: 32 M td 3 32. 1802252  0, 75.2603582 dA 3  35, 63  45 mm  [ ]  .65  Tại vị trí lắp bánh răng: 32 M td 3 32. 318722  0, 75.2603582 dbr   32,9  40 mm  [ ]  .65 e. Chọn then bằng: o Thông số cho trước:  Moment xoắn: T1 260358 Nmm 3  Đường kính trục: d d 35 mm , dbr 40 mm ld 50 mm , lbr 55 mm  Chiều dài mayơ:  Điều kiện làm việc: tải va đập nhẹ. o Vật liệu: chọn vật liệu là thép 45 có:  ứng suất cắt cho phép: [ c ] 90 MPa  ứng suất dập cho phép: [ d ] 150 MPa Page | 20