Thuyết minh đồ án môn chi tiết máy thiết kế trạm dẫn động xích tải

Bộ môn thiết kế máy
máy

thiết kế môn học chi tiết

Trường đại học giao thông vận tải hà nội
Khoa cơ khí
Bộ môn thiết kế máy
============== *** ==============

thuyết minh đồ án môn học
chi tiết máy

Sinh viên
Lớp
Giáo viên hướng dẫn

:
:
:

Thiết kế môn học chi tiết máy
1

51


Thiết kế trạm dẫn động xích tải
Lời nói đầu

Đ

ối với nhiều nghành trong các trờng đại học kỹ thuật ,sau khi
học xong phần lý thuyết về Chi tiết máy, học sinh buớc sang giai
đoạn thiết kế đồ án môn học.Vì là lần đầu tiên bắt tay vào một
công việc mới mẻ, vận dụng lí thuyết để giải quyết những vấn đề
có liên hệ mật thiết với thực tế sản xuất ,thiết kế ra những chi tiết và bộ phận
máy có hình dạng kích thớc cụ thể ,phải thoả mãn trong một chửng mực nhất
định các yêu cầu chủ yếu về kinh tế.
Thiết kế máy là một quá trình sáng tạo để thoả mãn một nhiệm vụ
thiết kế nào đó có thể đề ra nhiều phong án khác nhau .Người thiết kế vận
dụng những hiểu biết lý thuyết và những kinh nghiệm thực tế để chọn một
phong án thiết kế hợp lí nhất .Muốn làm được điều đó người thiết kế cần
phải đề cập và giải quyết hàng loạt yêu cầu khác nhau về công nghệ ,về sử
dụng có thể là trái ngựoc nhau.Vì vậy nên tiến hành tính toán kinh tế theo
những phương án cấu tạo đã đề ra ,cân nhắc lợi hại rồi chọn một phương án
tốt nhất.
Thông thường thì thiết kế máy cần giải quyết đồng thời hai yêu cầu
cơ bản:Máy được thiết kế cần giải quyết đồng thời thoả mãn những chi tiết
làm việc chủ yếu như sức bền ,độ bền mòn ,độ cứng,giá thành của máy rẻ
nhất .
Ngoài những yêu cầu về khả năng làm việc chủ yếu ,các tiết máy
(hoặc máy) được thiết kế cần phải thoả mãn những điều kỹ thuật cơ bản sau:
Cơ sở hợp lí để chọn kết cấu chi tiết và bộ phận máy ,những yêu cầu
về công nghiệp tháo lắp ,hình dạng cấu tạo của chi tiết phù hợp với phơng
pháp chế tạo gia công cơ và sản lượng chi trớc ,tiết kiệm nguyên vật liệu
.dùng rộng rãi các chi tiết ,bộ phận máy đã tiêu chuẩn hoá .
Ngoài những điều trình bày ở trên khi thiết kế cần lưu ý đến vấn đề an
toàn lao động và hình thức sản phẩm .
Trong phần thiết kế nay có sử dụng tài liệu :
trương tất đích chi tiết máy t1,2 NXB Giao thông vận tải 2002

trịnh chất –lê văn uyển tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí t 1,2 NXB
Giáo dục 2003


phần I : chọn động cơ điện
1/ Các thông số cho trước :
Lực kéo trên xích tải
P = 1000 (KG)
Vân tốc xích tải(m/s):
V= 0.2 (m/s)
Bước xích tải (mm) :
t=125
(mm)
Số răng đĩa xích tải
z=8
Tỉ số M1/M
M1/M=0,5
Thời gian phục vụ (năm):
5
Sai số vận tốc cho phép(%): 5 %
Chiều cao tâm đĩa xích H : 600
2/ Xác định công xuất động cơ :
pt
η

Công xuất cần thiết trên trục động cơ: p ct =
Trong đó :
∗ Công suất tính toán
:Pt = Ptđ
( công suất làm việc trên tải )

hệ thống dẫn động xích tải (biết trước lực kéo và vận tốc xích tải ).
F.v
1000

1000.9,81.0.2
1000

Công suất làm việc được tính : Plv =
=
Trong đó ;
F: lực kéo trên xích tải
V: vận tốc xích tải
Chú ý :
******************
Do tải trọng thay đổi (Tải trọng va đập trung bình) :

( p )2.t
i

p1

1

p

t

i

= 1,96 kW

i

Ptđ =
=
********************
∗Hiệu suất truyền động : η = ηk.η4ol.η2bk
Ta chọn
ηk = 1 : hiệu suất khớp nối đàn hồi
ηol = 0,99: hiệu suất 1 cặp ổ lăn
ηbk = 0,97: hiệu suất 1 cặp bánh răng trong hộp giảm tốc,và 1
cặp bánh răng ngoài hộp giảm tốc
∗
η = 1 . 0,994 . 0,972 =0.9038


∗

Công suất cần thiết của trục động cơ :
P
1, 96
t
0.9038
η =
=

2,71 ( kW)
pct =
3/ Xác định số vòng quay đồng bộ
Số vòng quay của trục máy công tác đĩa xích tải

nlv = 60000.

v
z.t

trong đó :
v: vận tốc xích tải (m/s)
z: số răng đĩa xích tải
t: bước xích của xích tải (mm)
∗

nlv = 60000.

0.2
8.125

= 12
* Tỉ số truyền toàn bộ it của hệ thồng dẫn động : it = ih
. in Trong đó:
∗ ih = 14: tỉ số truyền hộp giảm tốc bánh răng
trụ 2 cấp (tra theo bảng 2.4 tt hệ dẫn động cơ
khí)
∗ in = 5 :tỉ số truyền của bộ bánh răng tru ngoài
∗ it = 14. 5 = 70
_Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ là :nsb = nlv. it = 12 .70 = 840 (vg/ ph)
_Theo bảng phụ lục P (1.3) và với pct =2,71 (KW) , nđb = 840 (vg/ ph)
Ta chọn kiểu động cơ : 4a71A6Y3
Các thông số của động cơ như sau :
*Công suất động cơ : Pđc = 3 (kW).

*Vận tốc quay

: nđc = 920 (vg/ph).

TK
Tdn

= 2,2
Ta thấy rằng sai số vận tốc không đến 5%
_Kiểm tra :
pđc = 0.37 (KW)
nđc
=920

≈

≥

pct = 0.2714 (KW)
Tmm


nsb = 1000,02 (v/ph)
T

=

Tk
T
≤ dn

=2


*Kết luận : động cơ 4A71A6Y3 phù hợp với yêu cầu thiết kế.
4/ Phân phối tỉ số truyền.
nd

c

nLV =

840
12

= 70

_Tỉ số truyền chung là : it=
Hay là it = ih . ix
Trong đó :
* ix là tỉ số truyền của bộ truyền xích , chọn ix = 5
* ih tỉ số truyền của hộp giảm tốc , ih = i1 .i2 = 14
Với : i1 là tỉ số truyền cấp nhanh
i2 là tỉ số truyền cấp chậm
_Ta phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc đảm bảo các nguyên tắc sau:
+ bảo đảm điều kiện bôi trơn tốt
+ bảo đảm khuôn khổ và trọng lượng hộp giảm tốc là nhỏ nhất
+ mô men quán tính thu gọn nhỏ nhất và thể tích các bánh lớn
nhúng trong
dầu là nhỏ nhất.

_Tra bảng 3.1 tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ta phân phối tỉ số
truyền như sau:
i1 = 4,79
; i 2 = 2,92
Tính lại giá trị ix theo i1 , i2 trong hộp giảm tốc
it
i
h

=

70
4,79.2,92

=5

ix =
*Kết luận : ih = 14 , i1 = 4,79 , i2 = 2,92 , i x = 5
5/ Xác định công suất , mô men và số vòng quay trên các trục
_Xác định công suất trên các trục :
Trên trục I :N 1= pct . ηk . ηol =0,2714 . 1 . 0,99 = 0,2687(KW) Trên
trục II : N2 =N1 . ηbr . ηol =0.2687 . 0,97. 0,99 = 0,258 (KW) Trên
trục III :N3 = N2 . ηbr . ηol = 0,258 . 0,97. 0,99 = 0,2478 (KW) Trên
trục IV: N4 = N3. ηbr . ηol = 0,2478.0,97.0,99 = 0,238
(KW)
_Xác định số vòng quay trên các trục :
Trên trục I : n1 = nđc = 920 (vg/ ph)
n
1

Trên trục II : n2=

i1

=

920
4,79 = 192,067 (vg/ph)

Trên trục III: n3 =


n2
i2

=

192,067
2.92

= 65,7764 (vg/ph)


4

Trên trục IV; n =

n3
ix

=

65,7764
= 13.1553 (vg/ph)
5

0,2687

_Xác định
mômen xoắn
trên các trục

N1
n=

Trên trục I :
6 = 2789,223
M1 = 9,55. 9,55.10 ( Nmm)
.
106 .
N920

0,258

n
Trên trục IV: M =
9,55.10 .
Trên trục
II: M2
192,067

=
=9,55. 106 . = 9,55.106
N12828,336 ( Nmm)

Trên trục
III:
M3=9,55.
106 .

0,2478
65,7764

n

= 9,55.106 .
=
35977,798( Nmm)
N

6

0,238
13,1553

= 9,55.10 .
=
172774,471(Nmm)
6
4

n

Momen
xoắn
của
động
cơ :

0,37
920

Ndc
n

M
đc

= 9,55.
10= 9,55. 106


=3840
N
mm)
,761(
*Ta lập được bảng kết quả
sau:
Động
Công suất (KW)
0,37

Vận tốc quay (vg/ph)
920
Momen xoắn (Nmm) 3840,76
Tỉ số truyền
***********
****

q
u

y

t
r
ê

****

n

****
****

t

****

r

****

ụ

****

c

****
****

x

****

í

Vận

c

tốc

h

x

=13,1553/5
=2,631 (vg/ph)

a

****

vòng

4

vx = n /i

Vận tốc mới tính được là :
2,631.2,6
6000031.
v 7.1
= 50
600
00

=

=0.046 (m/s)


Sai số vận tốc là : =
∗

đạt yêu cầu

0,8012 0,8
0,8012

= 0,15% < 5%

phần ii: tính toán thiết kế chi tiết máy
A.TíNH TOáN Bộ TRUYềN BáNH RĂNG
TRONG HộP giảm TốC

I ) Tính
toán
thiết
kế bộ
truyề
n
bánh
răng
cấp
nhanh
( bán
h
răng
nghiê
ng )
Chọn vật liệu
Do giả thiết tải trọng tác dụng
lên bộ truyền là trung bình nên
ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng
là như nhau.
Để đảm bảo sức bền bề mặt,
tránh tróc rỗ, mòn dính; sức bền
uốn để tránh gãy đồng thời dễ
cắt răng; đảm bảo độ chính xác

và độ nhẵn cần thiết .Vậy nên
vật liệu chủ yếu để chế tạo bánh
răng
Là thép nhiệt luyện.
_Vì tải trọng
trung bình
1.


nên
chọ
n
vật
liệu
có
HB
<
350
The
o
bản
g
6.1
( tk
hdđ
ck )
ta
chọ
n
các

số
liệu
như
sau
:

Bánh chủ
động
Thép 45
Tôi cải thiện
850
Bánh bị động

Nhiệ
t
luyệ
n
Giới
hạn
bền

Tôi cải thiện

2
.
X
á
c
đ
ị

n
h

V
ật
liệu

Thép 45

ứ
n
g
s
u
ấ
t
c
h
o
p
h

Giới hạn chảyđộ cứng HB 650265
450230


é
p

B

1

σ 0H lim

_ứng suất sH
. Z R . zV k XH .K HL
cho
phép :[
(*)
σH ] =
Trong đó : chọn sơ bộ Z R .
zV k XH =1
sH hệ số an toàn , tra bảng
(6.2) lấy sH = 1,1
_Ta đã có độ rắn bánh nhỏ là :
đ
ộ

=
2
6
5
đ
ộ
r
ắ
n

r
ắ

n

c
ủ
a

c
ủ
a

b
á
n
h

b
á
n
h

b
ị

c
h
ủ

đ
ộ
n

g

đ
ộ
n
g

H
B

H

=

2


2
3
0
_Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép ứng
với chu kỳ cơ sở của các bánh là
σ0Hlim 1 = 2 . HB1 + 70 = 2. 265 + 70 =
600 (Mpa)
σ0Hlim 2 = 2 . HB2 + 70 = 2. 230 + 70 =
477 (Mpa)
Hệ số tuổi thọ


mH

KHL=
Với mH=6 là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc
_Tính NHO = 30.Hb2,4
Với NHO là số chu kỳ cơ sở khi tính độ bền tiếp xúc
Suy ra : N HO1 = 30 HB2,4 = 30 .265 2,4 = 1,963 . 10 7
N HO2 = 30 HB2,4 = 30 .230 2,4 = 1,397 . 10 7
Mi
M max

Và N HE = 60 . c . ∑ (
)3 . n i . t i
Trong đó : Mi , ti , ni lần lượt là mômen xoắn ,tổng số giờ làm việc ,
số vòng quay ở chế độ i
C=1: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
Tổng số giờ làm việc : =200 . 3.8.5= 24000 (giờ)
bánh 1 : n1=1420(v/ph)
NHE 1 = 60 . 1 .1420 .24000 (
Bánh 2 : n2= n1/i1=331,78 (v/ph)

1
1.4

NHE 2 = 60 . 1 .331,78 .24000 (

3

.4+
1
1.4

1
1.4

3

3

.4) = 2,89 . 109
3

.4+

1 .4) = 13,93 . 108
1.4

Do bắt đầu từ NHO đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song
songvới trục hoành nên
NHE1= 2,89.109 > NHO1= 1,256.107 => NHE1= NHO1 => KHL1=1
NHE2= 13,39 . 108 > NHO2= 0,883.107 => NHE2= NHO2 =>
KHL2=1
Từ (*) ta có :

[ σH1 ] = 600 .

1
1, = 545,45 (Mpa)
1
1

[ σH2 ] = 530. 1, = 481,82 (Mpa)
1


Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghêng nên ta có
[σ H1] + [σ H 2 ]
2

= 513,635 (Mpa)
[ σH]=
Thấy [ σH] < 1,25 . [ σH] min =1,25.481,82 =602,275 (Mpa)


⇒ứng xuất uốn cho phép
σ 0 F lim

[ σF] =

sF

. Y R . YS . k XF . KFC .K FL (**)
Trong đó : σ
là ứng xuất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở
0
σ Flim = 1,8. HB
Chọn sơ bộ Y R.YS .kXF =1
0
Flim

F

S :hệ số an toàn về uốn tra bảng (6.2 sách TTTKHDĐCK )
F

S =1,75
_Vậy :
σ0Flim1 = 1,8 . 265 = 477 (Mpa)
σ0Flim2 = 1,8 . 230 = 414 (Mpa)
Hệ số tuổi thọ
mF NFO / NEF

KFL=
Với mF =6 là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc
NFO :số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
Đối với tất cả các loại thép ta có : N FO = 4 . 106
Mi
M
max

)6 . ni . ti

Và : N FE = 60 . c . ∑ (
Trong đó : C=1: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
i

M :mômen xoắn ở chế độ i
i

n :số vòng quay ở chế độ i
i

t : tổng số giờ làm việc ở chế độ i
t=200.3.8.5 =24000 (giờ )
bánh 1 : n1=1420(v/ph)
N FE1 = 60 . 1 .1420 .24000 (
Bánh 2 : n2= n1/i1=331,78 (v/ph)

1
1.4

6

1

6

.4+
6

9
1
.4)=2,17.10
1.4

1.4

N FE2 = 60 . 1 . 331,78 .
24000 (

1
1.4

6

.4+

.4)= 5,07. 10 8


Do bắt đầu từ NFO đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song
song với trục hoành nên
NFE1= 2,17.109 > NFO= 4.106 => NFE1= NFO => KFL1=1
NFE2= 5,07.108 > NFO= 4.106 => NFE2= NFO => KFL2=1
_Xét bộ truyền quay theo một chiều do đó KFC =1
Từ (**) ta có :
[ σF1 ] = 477 .

[ σF2 ] = 414 .

1.1
1,75 = 272,57 (Mpa)
1.1
1,7 = 236,5 (Mpa)
5

⇒ứng xuất quá tải cho phép
ứng xuất tiếp xúc khi quá
tải
[ σH ] max = 2,8 . σch1 = 2,8 . 450 = 1260 (Mpa)

ứng xuất uốn khi quá tải
[ σF1 ] max = 0,8 . σch1 = 0,8 . 650 = 520 (Mpa)
[ σF2 ] max = 0,8 . σch2 = 0,8 . 450 = 360 (Mpa)
ứng xuất cho phép của cấp nhanh
ứng xuất tiếp xúc ứng xuất uốn cho ỉng xuất tiếp xúc
cho phép (Mpa) phép (Mpa)
quá tải (Mpa)
Bánh 1 600
Bánh 2 477

477
414

1260
1260

3/ tính sơ bộ khoảng cách trục
3

M1.KH
[ba.H1
]2 .i

aw = ka ( i 1
+1)
Trong đó :
Ka là hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng(do bánh răng nghiêng ) ;
tra bảng 6.5(tttkhddck-t1)
chọn
Ka=43

i1 =4,28 tỉ số truyền cấp nhanh
M1 = 2789,233 (N.mm) momen xoắn trên trục bánh chủ động
[σH] = 600(MPa) ứng xuất tiếp xúc cho phép

ứng xuất uốn
quá tải (Mpa)
520
360


Chọn sơ bộ : Ψ ba = 0,3 ( do vị trí bánh răng không đối xứng)


KHβ : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng răng
khi tính về tiếp xúc
Tính Ψ bd = 0,53. Ψ ba ( i1+ 1 ) = 0,53 . 0,3.( 4,79 + 1 ) = 0,84
Tra bảng 6.7 ( sách tttkhdđ ck ) ta chọn KHβ = 1,05
_Thay vào công thức trên ta có khoảng cách trục sơ bộ là :
aw = ka ( i1

3

M1.KH
[ba.H1
]2 .i

+1)
aw = 76 (mm)

= 76

4/ Xác định một số thông số của bộ truyền
Xác định thông số ăn khớp
Theo (6.17) mođun ăn khớp : m = (0,01 - 0,02 ) aw = (0,74-1,48)
m= 1,15-2,30
Theo bảng 6.8 ta chọn m = 2,25 ( do tải ở đây không lớn lắm )
_Chọn sơ bộ β = 12 , do đó : cosβ = 0,978
_Số răng bánh bé là :
2.a w .cosβ
m(i + 1)

z1 =
= = 12,18
Lấy tròn số : z1 = 12
_Suy ra số răng bánh lớn là : z2 = i . z1 = 4,79 . 12 = 52,15
Lấy tròn số : z2 = 52
(chú ý không cần dịch chỉnh vi là bánh răng nghiêng)
m

_Vậy tỉ số truyền thực là : i = z2 / z1 = 52 / 12 = 4,333
m(z1 + z2 )
2. a w

_Góc nghiêng của bánh răng là : cosβ =
cosβ = 0,973
∈

÷

Suy ra β = 13,34 o ( 80 200)

5/ Kiểm tra răng về độ bền tiếp xúc
Theo (6.33) ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :
2.M1.KH .KH .KHV .(i1  1)
bw .i1

zM .zH .zε

σH =

dw1

.

≤ [σH ]


Theo bảng 6.5 :Với bánh răng bằng thép ta chọn
zM = 274 MPa1/3 hệ số kể đến cơ tính của vật liệu


2.cos βb
sin(2.α tw )

Và : zH = [
]0,5 :hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
trong đó : βb :góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
tg βb = cos

mà :

α
β

α

t

. tg β

α

=

t

α
t

tw

=

tgα
cos

)

= arctg(

α

tw

= arctg(

tg 200
0,973

mà

α

α

) ⇒

= 200 (theo TCVN 1065-71)
α

=

t

tw

=20,510
O

⇒tgβb = cos(20,51) . tg( 13,34) =0,222 ⇒βb = 12,52
Do đó : zH = [

2.cos(12,52)
sin(2.20,51)

_Hệ số trùng khớp dọc : εβ =

]0,5 = 1,725
bw .sin β
π .m

 4    1     

=

Ze

3



= 0,725 <1,1



hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
1
z1

1
z2

với εα = [ 1,88 - 3,2 (
+
) ] . cos β
εα = [ 1,88 - 3,2 (1/12 + 1/52 ) ] . 0,973 = 1,51.
Vậy zε = 0,814
KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH KHβ . KHα .KHV
=
Trong đó
KHb , KHa: là hệ số phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng và cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
KHa : thuộc vận tốc vòng lăn bánh nhỏ
KHV : là hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
2.aw


_Đường kính vòng lăn bánh nhỏ là: dw1
=

it + 1

= 28,03


_Vận tốc vòng : v =

π.
= 2,084 (v/ph)
dw1.n1
Theo bảng 6.14 (tttk hdđ ck ) ta chọn cấp chính xác 9

60000

Với cấp chính xác 9 và vận tốc v < 5 m/s
Lấy KHα = 1,13

⇒

vH .bw .dw1

kHV
=1
+

2.M 1.KHβ .KHα

_Tính vH = aw i
δH .go. v.
Với δH : hệ số kể đến ảnh hưởng của
các sai số ăn khớp ( tra bảng
6.15) go :hệ số kể đến ảnh hưởng
của sai lệch các bước răng bánh
1và 2
( tra bảng 6.16)
Tra bảng 6.15 ta lấy : δH = 0,002 .Tra bảng 6.16 ta lấy g0 =
73
aw
i1

vH =
.= 1,265

δH . v .b .d
H
w
w1
go. v.
2.M
= 1,01

_Do đó
1.KHβ .
kHV = 1 + KHα

Với KHβ =1,05 đã trọn trước
_Thay tất cả vào trên ta tính được ứng xuất tiếp xúc :
2.M 1.KH .KH .KHV .(i1  1)zM .zH .zε
bw .i1
σ = dw1
H

.
σH = 648,69 Mpa
_ứng xuất cho phép tiếp xúc


[σH ] = [σH ],. zv.zR . kXH
(Trong đó : zv = 1
do v = 3,24 < 5 m/s)
_Với cấp
chính xác
động học

là 9 , ta
chọn cấp
chính xác
tiếp xúc
là 8 và
khi đó
cần gia
công độ
nhám là
Râ =2,5
→ 1,25
µm
⇒ zR =
0,95
_Với da < 700 ⇒ KXH
=1
⇒ [σH ]
= 513,635 . 1.0,95 . 1 =
487,953 Mpa
Ta thấy
σH
=648,69(
MPa) >
[σH ]
=487,953
(MPa)
không
thoả mãn

điều kiện tiếp xúc . do vậy chọn lại lấy aw

=55 mm
6 / Kiểm nghiệm độ bền uốn