Đang tải... (xem toàn văn)
Đồ án môn học Chi tiết máy là một đồ án chuyên nghành chính của sinh viên nghành cơ khí. Việc tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khi là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kĩ sư cơ
Trang 1 LỜI NÓI ĐẦUĐồ án môn học Chi tiết máy là một đồ án chuyên nghành chính của sinh viên nghành cơkhí Việc tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khi là nội dung không thể thiếu trong chươngtrình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức quan trọng cho sinh viên về kếtcấu máy.Nội dung đồ án bao gồm những vấn đề cơ bản trong thiết kế máy và hệ thống dẫn động;tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc; thiết kế kếtcấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháptrình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương pháp tính, về dung sailắp ghép và các số liệu tra cứu khác Thuật ngữ và khí hiệu dùng trong đồ án dựa theotiêu chuẩn nhà nước, phù hợp với thuật ngữ và kí hiệu quốc tế.Khi thiết kế đồ án chi tiết máy chúng ta phải nghiên cứu kỹ những giáo trình như Côngnghệ chế tạo máy, Khoa học vật liệu, Nguyên lý máy, Dung sai lắp ghép, Chi tiết máy,Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Khi thiết kế chúng ta phải sử dụng tài liệu, sổ tay,tiêu chuẩn và khả năng kết hợp so sánh những kiến thức lý thuyết với thực tế sản xuất.Em xin chân thành cảm ơn các thầy giáo và đặc biệt là thầy giáo Đoàn Yên Thế đã hướngdẫn và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án môn học này Khi thựchiện đồ án trong tính toán còn có nhiều sai sót em xin trân trọng cảm ơn những ý kiến,chỉ dẫn của thầy Trang 2PHẦN MỘT : HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ – CƠ SỞ THIẾT KẾ VÀ TÍNH TOÁN ĐỘNG 4 Các nguyên tắc và giải pháp trong thiết kế 5BÀI 2 : ĐỘNG CƠ ĐIỆN - HỘP GIẢM TỐC – TÍNH TOÁN HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG 72.3.Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục 10PHẦN HAI : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN 12BÀI 1: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC 122.Xác định các thông số của bộ truyền 322.1 Đường kính của bánh đai nhỏ được xác định theo công thức thực nghiệm sau : 322.2.Khoảng cách trục được xác định theo công thức sau : 332.3.Chiều dài đai được xác định 332.4.Góc ôm 1 trên bánh đai nhỏ được tính theo công thức : 333.Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai 334.Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 342.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 382.4 Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng nên trục 392.5 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 393.Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 43BÀI 2 : TÍNH CHỌN THEN 471 Chọn kích thước tiết diện then theo đường kính trục 47Trang 32.Kiểm tra then tại tiết diện ghép có bộ truyền 47Trang 42 Nội dungMỗi sinh viên thiết kế hệ thống dẫn động xích tải, băng tải thùng trộn nguyên liệu … Chủyếu là thiết kế hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài.Một bản vẽ lắp A0Một bản vẽ chế tạo một chi tiết điển hình A2 hoặc A3Một bản thuyết minh dài 60 - 80 trang.3 Trình tự tính toán thiết kế3.1 Giai đoạn 1 : Chuẩn bị tài liệu Nghiên cứu kỹ đầu đề thiết kếChuẩn bị các kiến thức tin học phục vụ đồ án môn học 3.2 Giai đoạn 2 :Tính toán thiết kế xác định các thông số chủ yếu của hệ thống dẫn động -Xác định công suất cần thiết số vòng quay hợp lý của động cơ điện từ đó chọn đượcđộng cơ điện cụ thể (Thường chọn động cơ 4A)- Xác định tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống (ut)Phân phối tỉ số truyền cho từng bộ truyền.Lập bảng công suất mômen xoắn số vòng quay cho từng trục.- Thiết kế bộ truyềnXác định các kích thước hình học chủ yếu của bộ truyền như khoảng cách trục, đườngkính…Vẽ theo tỉ lệ 1:1 để tìm ra sự bất hợp lý của hộp giảm tốc suy ra nếu không hợp lý tínhchọn lại Trang 5Xác định khoảng cách đặt lực, gối tựa, chiều dài trục- Tính trục của hộp giảm tốcTính sơ bộTính chính xác- Tính chọn then để lắp các chi tiết máy quay- Tính chọn ổ : Chủ yếu là ổ lăn, ổ trượt.- Tính chọn các nối trục (khớp nối)- Tính chọn thiết kế vỏ hộp giảm tốc (thường là đúc) - Tính chọn hoặc thiết kế các chi tiết liên quan đến vỏ hộp giảm tốc như bulông, mócvòng, cửa thăm, nút tháo dầu, que thăm dầu, chốt định vị, quạt gió thông hơi.- Tính chọn bôi trơn hộp giảm tốc Bôi trơn các ổ đỡ (dầu hoặc mỡ)Bôi trơn các bộ truyềnPhương pháp bôi trơn (Sương mù, dòng bôi trơn, bắn, phun…)- Điều chỉnh khe hở của ổ lăn và sự ăn khớp của các bộ truyền.- Thể hiện được các mối ghép của các chi tiết.Chọn các kiểu lắp cho các mối ghépThông qua các bảng thống kê các mối ghép.- Những vấn đề bảo dưỡng khi dùng hộp giảm tốc như là thống kê các loại dầu mỡ, thờihạn thay dầu mỡ, thời hạn điều chỉnh ổ lăn, sự ăn khớp của bánh răng, bộ truyền.Hoàn thành thuyết minh.4 Các nguyên tắc và giải pháp trong thiết kế Thực hiện đúng nhiệm vụ của đồ án theo các số liệu yêu cầu thiết kế Kết cấu về chi tiết máy phải đảm bảo chỉ tiêu làm việc, độ bền, tuổi thọ và cả độtin cậy Đảm bảo kích thước nhỏ gọn, tháo lắp bảo dưỡng đơn giản, thuận tiện.Vật liệu và phương pháp nhiệt luyện phải được lựa chọn hợp lý (Dễ kiếm, rẻ tiền, có trênthị trường)Trang 6Chọn dạng công nghệ gia công hợp lýVận dụng các tiêu chuẩn ngành, tiêu chuẩn nhà nước để chọn tối đa các chi tiết đã đượctiêu chuẩn hóa ví dụ : Ổ lăn, bánh đai.Lựa chọn có căn cứ hợp lý các kiểu lắp, dung sai, cấp chính xác nhám bề mặt các chi tiếtBÀI 2 : ĐỘNG CƠ ĐIỆN - HỘP GIẢM TỐC – TÍNH TOÁN HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG. 1 Động cơ điệnChọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ là giai đoạn đầutiên trong quá trình tính toán thiết kế máy Trong trường hợp dùng hộp giảm tốc và độngTrang 7cơ biệt lập, việc chọn đúng loại động cơ có ảnh hưởng rất nhiều đến việc lựa chọn và thiếtkế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền ngoài hộp Muốn chọn đúng động cơ cần hiểu rõđặc tính và phạm vi sử dụng của từng loại, đồng thời cần chú ý đến yêu cầu làm việc cụthể của thiết bị cần được dẫn động.1.1 Các loại động cơ điện1.1.1 Động cơ điện một chiều Cho phép thay đổi trị số của momen và vận tốc góc trong phạm vi rộng, đảm bảo khởiđộng êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, do đó được dùng rộng rãi trong các thiết bị vậnchuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm …Nhược điểm của chúng là đắt, riêng loại động cơ điện một chiều lại khó kiếm và phải tăngthêm vốn đầu tư để đặt các thiết bị chỉnh lưu.1.1.2 Động cơ điện xoay chiều ba pha a Động cơ điện xoay chiều ba pha đồng bộ.Động cơ ba pha đồng bộ có vận tốc góc không đổi, không phụ thuộc vào trị số của tảitrọng và thực tế không điều chỉnh được.So với động cơ ba pha không đồng bộ, động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm hiệu suất vàcos hệ số quá tải lớn, nhưng có nhược điểm : Thiết bị tương đối phức tạp, giá thànhtương đối cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ Vì vậy động cơ ba pha đồngbộ được sử dụng trong những trường hợp hiệu suất động cơ và trị số cos có vai tròquyết định (thí dụ khi yêu cấu công suất động cơ lớn – trên 100kw lại ít phải mở máy vàdừng máy) cũng như khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc.b Động cơ ba pha không động bộ gồm hai kiểu : Roto dây quấn và roto lồng sóc.Động cơ ba pha không đồng bộ roto dây quấn cho phép điều chỉnh vận tốc trong mộtphạm vị nhỏ (khoảng 5%), có dòng điện mở máy nhỏ nhưng hệ số công suất cos thấp,giá thành cao, kích thước lớn và vận hành phức tạp, dùng thích hợp khi cần điều chỉnhtrong phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây truyền công nghệ đã được lắp đặt.Động cơ ba pha không đồng bộ roto lồng sóc có ưu điểm : Kết cấu đơn giản, giá thànhtương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba phakhông cần biến đổi dòng điện Nhược điểm của nó là : Hiệu suất và hệ số công suất thấp(So với động cơ ba pha đồng bộ), không điều chỉnh được vận tốc (so với động cơ mộtchiều và động cơ ba pha không đồng bộ roto dây quấn).Chú ý : Các hệ thống dẫn động cơ khí thương sử dụng động cơ điện xoay chiều ba phakhông đồng bộ roto lồng sóc vì những ưu điểm của loại động cơ này Để dẫn động cácthiết bị vận chuyển, băng tải, xích tải thùng trộn…1.2.Phương pháp chọn động cơTrang 8Xác định công suất cần thiếtXác địng số vòng quay sơ bộDựa vào bảng phụ lục theo điều kiện dẫn đến chọn động cơ hợp lý1.2.1Xác định công suất cần thiếtCông suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức trong đó : Pct – công suất cần thiết trên trục động cơ (kW) Pt – công suất tính toán (công suất làm việc trên trục máy công tác) - hiệu suất của toàn bộ hệ thống = 1.2.3… (1-2)với 1,2,3 là hiệu suất của các bộ truyền và của các cặp ổ trong hệ thống dẫn động,chọn theo bảng 2.3 trang 19 – “Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí” =ol3.br2.đ =.0,993.0,972.0,95 = 0,833với : K - hiệu suất nối trục đàn hồi ol - hiệu suất 1 cặp ổ lăn br - hiệu suất một cặp bánh răng trong hộp giảm tốc đ - hiệu suất bộ truyền đaiTheo công thức (1-1) : Bảng 2.4 trang 21 - “Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí” là bảng tham khảo đểchọn tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hệ thống dẫn động.Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động được tính theo công thức sau : ut = u1.u2.u3 (1-3)trong đó u1, u2, u3 là tỉ số truyền của từng bộ truyền tham gia vào hệ thống dẫn độngTheo bảng 2.4 chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng hai cấp uh = 10, uđ = 4Trang 9Từ (1-3) ta được ut = 10.4 = 40Số vòng quay trên trục máy công tác: nsb = ut.nlv = 30.40 = 1350 (vòng/phút)với nlv - số vòng quay của trục máy công tácChọn số vòng quay đồng bộ của động cơ nđb = 1500 (vòng/phút)Theo bảng phụ lục 1.3 với Pct = 7,203kW nđb = 1500 (vòng/phút) dùng động cơ4A132s4Y3 có Pct = 7,5kW nđb = 1455(vòng/phút), 21,3Vì động cơ làm việc với tải trọng không đổi nên trong trường hợp này công suất động cơđược xác định theo công suất tính toán gắn với độ dài thời gian làm việc : Pt = Ptg 2.Hộp giảm tốcHộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền không đổi vàđuợc dùng để giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn và là bộ máy trung gian giữa độngcơ điện và bộ phận làm việc của máy công tác.Tuỳ theo tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc, người ta phân ra : hộp giảm tốc một cấpvà hộp giảm tốc nhiều cấp.Tùy theo loại truyền động trong hộp giảm tốc phân ra :- Hộp giảm tốc bánh răng trụ : khai triển, phân đôi, đồng trục.- Hộp giảm tốc bánh răng côn hoặc côn - trụ.- Hộp giảm tốc trục vít – bánh răng - Hộp giảm bánh răng - trục vít Ở đây ta thiết kế một hộp giảm tốc hai cấp + một bộ truyền ngoài Sau đây là phươngpháp tính hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng.Sau khi phân tích và lựa chọn số vòng quay đồng bộ để chọn động cơ ở trên ta cần tiếnhành phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hộp, cần tiến hành tính toán độnghọc.Tính toán động học hệ thống dẫn động cơ khí được thực hiện theo các bước sau :2.1.Xác định tỉ số truyền ut của hệ thống dẫn động. Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức : trong đó: nđc - số vòng quay động cơ đã chọn( vg/ph ) nlv - số vòng quay của trục máy công tác( vg/ph )Trang 102.2.Phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống ut, cho hộp giảm tốc uh và bộ truyềnngoài un. ut = uh.unĐây là hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng dạng khai triển nên ta chọn uh = 20Phân phối tỉ số truyền uh cho từng bộ truyền trong hộp giảm tốc : uh = u1.u2 trong đó : u1 - tỉ số truyền bộ truyền cấp nhanh u2 - tỉ số truyền bộ truyền cấp chậmTheo bảng 3.1 trang 43 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” ta có : u1 = 4,32 u2 = 2,78Tính lại un theo u1, u2 ta có 5,48. 22.3.Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục.Dựa vào cc Pct và sơ đồ hệ thống dẫn động, có thể tính được công suất, mômen và sốvòng quay trên các trục, phục vụ các bước tính toán thiết kế các bộ truyền, trục và ổ.Ta có : Pct = 7,203(kW) nđc = 1455(vòng/phút)Tính toán đối với trục 1 ta được : P1 = Pct.ol.đ = 7,203.0,99.0,95 = 6,707(kW)npTrang 11Tính toán đối với trục 3 ta được : P3= P2.ol.br = 6,374.0,99.0,96 = 6,058(kW)BẢNG 1 : CÔNG SUẤT - TỈ SỐ TRUYỀN - SỐ VÒNG QUAY - MÔMEN TrụcTrang 12Vậy để thiết kế truyền động bánh răng cần tiến hành theo các bước sau đây : - Chọn vật liệu.- Xác định ứng suất cho phép.- Tính sơ bộ kích thước của một bộ truyền, trên cơ sở đó xác định các yếu tố ảnh hưởngđến khả năng làm việc của bộ truyền rồi tiến hành kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc,độ bền uốn và về quá tải.- Lập bảng thể hiện thông số kích thước hình học của bộ truyền sau khi thiết kế.Vật liệu làm bánh răng có hai nhóm : - Nhóm I có độ rắn HB 350, bánh răng được thường hóa tôi cải thiện Nhờ có độ rắnthấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền này có khảnăng chạy mòn.- Nhóm II có độ rắn HB 350, bánh răng được tôi thể tích, tôi bề mặt, thấm cacbon,thấm nitơ… Do đó độ rắn mặt răng cao cho nên phải gia công trước khi nhiệt luyện, bộtruyền này có khả năng chạy mòn kém.Trong đầu thiết kế đã cho tải trọng nhỏ và trung bình, khả năng công nghệ không cao vàcũng không có yêu cầu về kích thước nhỏ gọn do đó vật liệu làm bánh răng nên chọn ưutiên ở nhóm I.Đối với một cặp bánh răng ăn khớp, khi dã chọn vật liệu bánh răng ở nhóm I phải chú ýtới tần số chịu tải cuả răng và khả năng chạy mòn của răng Trong cùng một thời gianlàm việc thì bánh răng nhỏ chịu tải nhiều lần hơn bánh răng lớn vì n1 = u.n2 Để đảm bảosức bền đều của răng và khả năng chạy mòn của bộ truyền nên nhiệt luyện bánh răng lớncó độ rắn mặt răng thấp hơn bánh răng nhỏ. HB1 = HB2 + ( 10 15 )Đối với bộ truyền bánh răng có công suất nhỏ và trung bình nên chọn vật liệu là thépcacbon chất lượng tốt Ở đây ta chọn thép 45 Cơ tính vật liệu tra bảng 6.1 trang 92 -“ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”.Cụ thể, theo bảng 6.1 chọn : Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 có b1 = 750MPa, ch1 = 450Mpa Bánh lớn : thép 45 tôi thường hoá đạt độ rắn HB230 có b2 = 600MPa, ch2 = 340Mpa.Trang 13 trong đó : ZR - hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng Zv - hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng KxH - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng YR - hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng YS - hệ số xét đến ảnh hưởng của hệ số tập trung ứng suất KxF - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước của bộ truyền bánh răng (ứngsuất uốn)Tính sơ bộ ta được : ZR.Zv.KxH = 1 YR.YS.KxF = 1 Do đó các công thức (2-1), (2-2) trở thành : trong đó : Hlim0, Flim0, SH, SF là ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép ứng vớichu kỳ cơ sở, hệ số an toàn tra ở bảng 6.2 trang 94 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫnđộng cơ khí ”.Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180…350 có : 0limTrang 14 Hlim20 = 2HB2 + 70 = 2.210 +70 = 490MPa Flim20 = 1,8HB2 = 1,8.210 = 378MpaKFC- hệ số kể đến ảnh hưởng của động cơ làm việc một chiều, hai chiều : KFC = 1 với động cơ một chiều KFC = 0,7 0,8 với động cơ hai chiều KHL , KFL - hệ số tuổi thọ về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn và được xác định theo các côngthức sau : mH mF trong đó : mH, mF - bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn mH = 6, mF= 6 khi độ rắn mặt răng HB 350 hoặc bánh răng có mài mặt lượn chân răng mF = 9 khi độ rắn mặt răng HB > 350 và không mài mặt lượn chân răng t - tổng số thời gian làm việcSuy ra : NHE1 = NFE1 = 60.1.360,15.8.5.300 = 25,93.107 NHE2 = NFE2 = 60.1.83,368.8.5.300 = 6,0025.107Ta thấy : NHE > NHO KHL = 1 NFE > NFO KFL = 1Như vậy theo (3-1a) ta có : HLHTrang 15 1 4821 1 4451Ứng suất quá tải cho phép :-Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải : Hmax 2,8.ch2 2,8.340952MPa-Ứng suất uốn cho phép khi quá tải : F1max 0,8.ch1 0,8.450360MPa F2max 0,8.ch2 0,8.340272MPawwba a - là hệ số, bw – là chiều rộng vành răng tra ở bảng 6.6 trang 97 “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”Trang 16 KH - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răngkhi tính về tiếp xúc tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơkhí ”. bd 0,53.ba.u1 0,53.0,3.(4,321)0,99 do đó theo 6.7 KH= 1,15Lấy aw = 230mm3.1.2 Xác định các thông số ăn khớp.a Xác định môđun.)(z1 z2m Lấy z1= 29Số răng bánh lớn : z2 = u.z1 = 4,33.29 = 125,28Lấy z2 = 126Tổng số răng zt = z1 + z2 = 29 + 126 = 155 do đó tỉ số truyền thực là :Khoảng cách trục lúc này là :)( 1 2Chọn aw = 235mmĐể đảm bảo khoảng cách trục aw = 235mm ta nên cắt răng có dịch chỉnh và ta tiến hànhnhư sau :Trang 17 Hệ số dịch tâm : 0,5.(29126)0,8333may w Theo bảng 6.10a trang 101 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” tra đượckx = 0,219kx zt Tổng hệ số dịch chỉnh : xt yy0,8330,0340,867 Do đó hệ số dịch chỉnh bánh răng 1 được tính như sau : x2 = xt – x1 = 0,867 – 0, 173 = 0,694 Do đó : tw = 21,603.1.3 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau :trong đó b - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở Trị số của ZH cũng có thể tra trong bảng 6.12 trang 106 - “ Tính toán thiết kế hệthống dẫn động cơ khí ” Z - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau :Z khi 0Trang 18 Z khi 1 Z khi 1 với - hệ số trùng khớp dọc, tính theo công thức : 0Đường kính vòng lăn bánh nhỏv w(m/s)trong đó n1 – là số vòng quay của bánh nhỏ (bánh chủ động)Với v = 1,657 m/s theo bảng 6.13 trang 106 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơkhí ” dùng cấp chính xác 9 KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KHv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kớp, trị số KHv tínhtheo công thức sau: Trang 19với v = 2,371 tính được ở trên, H - hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tratrong bảng 6.15 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, g0 - hệ sốkẻ đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16 trang 107 - “Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”Thay các giá trị vừa tính được vào (2-7) ta được :1,29 < 4 không thoả mãn độ bền tiếp xúcdo vậy ta tăng bề rộng bánh răng bw =70,5.(405,756/400,5)2 =72,36 lấy bw=73mm3.1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Ứng suất sinh ra tại chân răng phải thoả mãn điều kiện sau : Y - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng Y = 1 YF1, YF2 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đươngvà hệ số dịch chỉnh, tra trong bảng 6.18 trang 109 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫnđộng cơ khí ” KF - hệ số tải trọng khi tính về uốn :Trang 20 KFv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kớp khi tính về uốn, trị sốKFv tính theo công thức sau: với v = 1,657 tính được ở trên, F - hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tratrong bảng 6.15 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, g0 - hệ sốkẻ đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16 trang 107 - “Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”Ta có T1 = 177848MPa, m = 3mm, bw = 73mm, dw1 = 87,935mm với = 1,744, Y =1/1,744 = 0,573, Y = 1, zv1 = z1 =29, zv2 = z2 = 126 theo bảng 6.18 trang 109 - “ Tínhtoán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” ta được YF1 = 3,653, YF2 = 3,49 Thay các giá trị vừa tính được vào (2-8) ta được :FFTrang 21 F2 68,88MPa < F1216,86MPavậy thoả mãn về độ bền uốn3.1.5 Kiểm nghiệm răng về quá tảiBánh răng khi làm việc có thể bị quá tải, thí dụ lúc mở máy, hãm máy với hệ số quá tải TTKqt max H1max H. Kqt 405,756.1,3462,63MPa[H]max 952MPa F1max F1.Kqt 70.1,391MPa[F]1max 360MPa F2max F2.Kqt 68,88.1,390MPa[F]2max 272MPa Bảng các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụBẢNG 2 : CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ CẤP NHANH Trang 22Khoảng cách trục chiaKhoảng cách trụcĐường kính chia Đường kính lănĐường kính đỉnh răngĐường kính đáy răngGóc ăn khớp hệ số dịch chỉnhd1 = mz1 = 87mm, d2 = mz2 = 378mmdw1 = 87,935mmdw2 = dw1u = 382,08mmda1 = d1 + 2(1 + x1 - y)m = 93,84mmda2 = d1 + 2(1 + x2 - y)m = 387,96mmdf1 = 80,54mm - là hệ số, bw – là chiều rộng vành răng tra ở bảng 6.6 trang 97 “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”Trang 23 KH - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răngkhi tính về tiếp xúc tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơkhí ”. bd 0,53.ba.u1 0,53.0,4.(2,781)0,801do đó theo 6.7 KH = 1,05)(z1 z2m.2 2 Lấy z1= 37Số răng bánh lớn : z2 = u.z1 = 2,78.37 = 102,86Lấy z2 = 103Tổng số răng zt = z1 + z2 = 37 + 103 = 140 do đó tỉ số truyền thực là :Khoảng cách trục lúc này là :)( 1 23.1.3 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau :Trang 24 ZH 1,76trong đó b - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở Trị số của ZH cũng có thể tra trong bảng 6.12 trang 106 - “ Tính toán thiết kế hệthống dẫn động cơ khí ” Z - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau :Z khi 0 Z khi 1 Z khi 1 với - hệ số trùng khớp dọc, tính theo công thức : 0 Vậy 0,8643Đường kính vòng lăn bánh nhỏVận tốc vòng của bánh nhỏv w(m/s)trong đó n1 – là số vòng quay của bánh nhỏ (bánh chủ động)Với v = 0,759 m/s theo bảng 6.13 trang 106 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơkhí ” dùng cấp chính xác 9 Trang 25 KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KHv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kớp, trị số KHv tínhtheo công thức sau: trong đó : . 0 3,21với v =0,65 tính được ở trên, H - hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tratrong bảng 6.15 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, g0 - hệ sốkẻ đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16 trang 107 - “Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”Thay các giá trị vừa tính được vào (2-12) ta được : thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc Chọn lại bw=112(390,74/400,5)2=106,6lấy bw=107 3.1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Ứng suất sinh ra tại chân răng phải thoả mãn điều kiện sau :Trang 26 .[ 2]1 Y - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng Y = 1 YF1, YF2 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đươngvà hệ số dịch chỉnh, tra trong bảng 6.18 trang 109 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫnđộng cơ khí ” KF - hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF = KF.KF.KFv = 1,12.1.1,06 = 1,272với KF là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tínhvề uốn, tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” KF là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ănkhớp khi tính về uốn, trị số của KF đối với bánh răng nghiêng tra ở bảng 6.14 trang 107 -“ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, với bánh răng thẳng KF = 1. KFv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kớp khi tính về uốn, trị sốKFv tính theo công thức sau: với v = 0,773 tính được ở trên, F - hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tratrong bảng 6.15 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, g0 - hệ sốkẻ đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16 trang 107 - “Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”Ta có T1 = 730157MPa, m = 4mm, bw = mm, dw1 = 148mm với = 1,76, Y = 1/1,76 =0,568, Y = 1, zv1 = z1 =37, zv2 = z2 = 103 theo bảng 6.18 trang 109 - “ Tính toán thiết kếhệ thống dẫn động cơ khí ” ta được YF1 = 3,73, YF2 = 3,6 Thay các giá trị vừa tính được vào (3-8) ta được :Trang 27 79,614với YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,029Ta thấy F179,61MPa < F1243,432MPa F2 76,84MPa < F1222,264MPavậy thoả mãn về độ bền uốn3.1.5 Kiểm nghiệm răng về quá tảiBánh răng khi làm việc có thể bị quá tải, thí dụ lúc mở máy, hãm máy với hệ số quá tải TTKqt max H1max H. Kqt 309,74.1,3445,5MPa[H]max 952MPa F1maxF1.Kqt 79,61.1,3103,49MPa[F]1max 360MPa F2maxF2.Kqt 76,84.1,399,89MPa[F]2max272MPa Bảng các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ BẢNG 3 : CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ CẤP Khoảng cách trụcĐường kính lănMô đuntỉ số truyền twaw = 280mmdw1 = 148mmtw = 20042,780Trang 28góc nghiêng răngsố răng bánh rănghệ số dịch chỉnhBÀI 2 : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀITrang 29Truyền động đai được dùng để truyền chuyển động và mômen xoắn giữa các trục xa nhau Đai dược mắc nên hai bánh với lực căng ban đầu Fo, nhờ đó có thể tạo ra lực ma sát trên bề mặt tiếp xúc giữa đai và bánh đai và nhờ lực ma sát mà tải trọng được truyền đi.Thiết kế truyền đai gồm các bước :- Chọn loại đai.- Xác định các kích thước và thông số bộ truyền.- Xác định các thông số của đai theo chỉ tiêu về khả năng kéo của đai và về tuổi thọ.- Xác định lực căng đai và lực tác dụng lên trục.Theo hình dạng tiết diện đai, phân ra : đai dẹt (tiết diện chữ nhật), đai hình thang (đai hình chêm), đai nhiều chêm (đai hình lược) và đai răng Dưới đây trình bày cách tính toánthiết kế bộ truyền đai phẳng (đai dẹt).1 Chọn loại đai. Ở đây ta chọn loại đai vải cao su vì đai vải cao su gồm nhiều lớp vải và cao su có độ bềnmòn cao, đàn hồi tốt, ít bị ảnh hưởng bởi sự thay đổi của nhiệt độ và độ ẩm và thường được sử dụng rộng rãi 2 Xác định các thông số của bộ truyền.2.1 Đường kính của bánh đai nhỏ được xác định theo công thức thực nghiệm sau : d5,2 6,4.3 T5,2 6,4.3 49227(190,5 234,5)mmSai lệch tỉ số truyền :Trang 30 .100%0,98%4%0822.2.Khoảng cách trục được xác định theo công thức sau : a (1,5 2).(d1 + d2) = (1,5 2).(200 + 800) = 1500 2000Lấy as = 1500mm2.3.Chiều dài đai được xác địnhTừ khoảng cách trục as đã chọn2.4.Góc ôm 1 trên bánh đai nhỏ được tính theo công thức :1 180 57 157,2 1503 Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai.Lực vòng được xác định theo công thức sau :5,7.10001000 1nên dùng là 40 (đai vải cao su), do đó : d5mm4020040Trang 31 MPad C = 0,93 tra bảng 4.10 trang 57 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” Cv = 0,95 tính theo công thức- “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” Co = 1 tra bảng 4.10 trang 57 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”Chiều rộng bánh đai : trong đó : Kđ = 1,25 - hệ số tải trọng động tra ở bảng 4.7 trang 55 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”Theo bảng 4.1 lấy b = 63mmChiều rộng bánh đai : B = 51mm tra bảng 21 – 16 trang 164 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 2 ”.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.Với 0 2MPa đã chọn khi xác định F0 ta tính được lực căng ban đầu : F0 0.b2.5.63630NLực tác dụng lên trục : Fr F1235,14NPHẦN BA : THIẾT KẾ TRỤC VÀ THENBÀI 1 : THIẾT KẾ TRỤCTrục dùng để đỡ các chi tiết quay, bao gồm trục tâm và trục truyền Trục tâm có thể quaycùng với các chi tiết lắp trên nó hoặc không quay, chỉ chịu được lực ngang và mômen uốn.Trục truyền luôn luôn quay, có thể tiếp nhận đồng thời mômen uốn và mômen xoắn Các trục trong hộp giảm tốc, hộp tốc độ là những trục truyền.Chỉ tiêu quan trọng nhất đối với phần lớn các trục là độ bền, ngoài ra là độ cứng và đối với các trục quay nhanh là độ ổn định dao động.Tính toán thiết kế trục bao gồm các bước :- Chọn vật liệu.Trang 32- Tính thiết kế trục về độ bền.- Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.- Trường hợp cần thiết tiến hành kiểm nghiệm trục về độ cứng Đối với trục quay nhanh còn kiểm nghiệm trục về độ ổn định dao động.1 Chọn vật liệu.Vật liệu làm trục thường chọn thép 40x tôi cải thiện (dùng cho hộp giảm tốc tải trung bìnhvà không yêu cầu đặc biệt về điều kiện làm việc).Với tải nặng trục quay nhanh dùng thép hợp kim.Thép 40x tôi cải thiện có ,b 950MPa, ch 550MPa2 Tính thiết kế trục.Tính toán thiết kế trục nhằm xác định đường kính và chiều dài và các đoạn trục đáp ứng các yêu cầu về độ bền, kết cấu, lắp ghép và công nghệ Muốn vậy cần biết trị số, phương,chiều và điểm đặt của tải trọng (các lực) tác dụng lên trục, khoảng cách giữa các gối đỡ đến các chi tiết lắp trên trục.Tính thiết kế trục tiến hành theo các bước sau :- Xác định các lực tác dụng lên trục.a.Lực từ các bộ truyền trong hộp giảm tốc.Như đã biết lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền được chia làm ba phần : lực vòng Ft lực hướng tâm Fr và lực dọc trục Fa.Ở đây ta chỉ xét cho bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.- Sơ đồ phân tích lực : Hình vẽTrang 33 t ft fr f Trang 34 Fr - lực hướng tâm, có phương hướng kính; có chiều hướng vào tâm trục quay.- Trị số : Fr1 Fr2 Ft1.tgtw 1601,53Ntrong đó : T1 – mômen xoắn trên trục chủ động dw1 - đường kính vòng lăn bánh chủ động tw - góc ăn khớp Fr3 Fr4 Ft3.tgtw 3591,29Nb.Lực tác động từ bộ truyền bên ngoài.Đối với bộ truyền đai, lực tác dụng lên trục Fr do lực căng đai tạo lên có :- Phương hướng tâmTrang 35- Chiều hướng từ tâm bánh đai lắp trên trục đến tâm bánh đai kia- Điểm đặt nằm trên đường tâm trục Fr 0,25.15485,523871,38Ntrong đó : F - lực vòng trên khớp nốit T – mômen xoắn trên trục Dt - đường kính vòng tròn qua tâm các chốt tra bảng 16-10a trang 69 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 2 ”- Quy ước phương chiều lực khớp nối làm tăng ứng suất và biến dạng của trục và thường ngược chiều F của bánh răng.t c Sơ đồ động phân tích lực tác dụng lên trục.
