Đồ án chi tiết máy

Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung sai lắp ghép và cơ sở thiết kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một cách khoa học và tạo cơ

Chọn động cơ điện

Công suất làm việc

Hiệu suất dẫn động

 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ (che kín) : ηbr = 0,97

 Hiệu suất bộ truyền đai (để hở): ηđ = 0,95

 Hiệu suất một cặp ổ lăn (che kín): ηol = 0,99

 Hiệu suất khớp nối( để hở ): ηkn = 1

Thay vào công thức ta được: η=0, 97 0,99 2 0,95 1=0, 9031

Công suất cần thiết trên trục động cơ

Số vòng quay trên trục công tác

Chọn tỉ số truyền sơ bộ

 Tỉ số truyền của bộ truyền đai: uđ = 2,8

 Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ: ubr = 4,6

Tỉ số truyền sơ bộ u sb =u đ u br =2 ,8.4, 6 ,88

Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ

Ta chọn động cơ thỏa mãn các yêu cầu:

Công suất động cơ P = 2,2 kW

Vận tốc động cơ n = 1420 vòng/phút Đường kính động cơ d = 24 mm

Phân phối tỉ số truyền

Ta có: uch = ubr.uđ

- Trong đó: ubr: Tỷ số bộ truyền bánh răng. uđ: Tỷ số bộ truyền đai.

 Tỉ số truyền của bộ truyền đai: uđ = 2,8

 Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng: ubr = 4,6

Tính các thông số trên trục

Công suất

Công suất trên các trục được tính từ công suất trên trục công tác

Công suất trên trục công tác

Công suất trên trục 2 (trục ra của hộp giảm tốc)

Công suất trên trục 1 (trục vào của hộp giảm tốc)

Công suất thực tế trên trục động cơ

Số vòng quay

Số vòng quay trên các trục được tính từ trục của động cơ

Số vòng quay trên trục động cơ n đc 20( v / ph)

Số vòng quay trên trục 1 n 1 = n đc u đ = 1420

Số vòng quay trên trục 2 n 2 = n 1 u br = 507 , 1

Số vòng quay trên trục công tác n ct = n 2 0 , 2( v / ph)

Momen xoắn

Momen xoắn trên các trục được tính theo công thức

T i = 9,55.10 6 P i n i với Pi và ni là công suất và số vòng quay trên trục i

Momen xoắn trên trục động cơ

- Momen xoắn trên trục công tác:

Sau khi xác định được thông số trên các trục, ta lập được bảng sau: Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục công tác

Tính toán thiết kế các bộ truyền

Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền đai)

Thông số yêu cầu của bộ truyền đai:

 Đặc tính làm việc: êm

 Số ca làm việc: soca=2

 Hệ số tải trọng động Kđ

2.1.1 Chọn loại đai và tiết diện đai

Tra đồ thị 4.1[1] (trang 59) với các thông số P1 = 2,19 (kW) và n1 = 1420(v/ph), chọn được tiết diện đai: A

2.1.2 Chọn đường kính hai bánh đai d 1 và d 2

Tra bảng 4.13[1] (trang 59) ta được thông số bánh đai nhỏ trong bảng sau:

Kích thước tiết diện, mm Diện tích tiết diện A, mm 2 Đường kính bánh đai nhỏ d1, mm

Chiều dài giới hạn l bt b h y0 , mm Đai hình thang thường

Tra bảng 4.21[1] (trang 63) phần chú thích ta chọn d1 = 112 mm

Kiểm tra về vận tốc đai v= π d 1 n 1

Xác định d2 theo công thức: d 2 =u d 1 (1−ε )=2, 8 112 ( 1−0,02)07 ,33 (mm) với ε là hệ số trượt, chọn ε = 0,02

Theo bảng 4.21[1] (trang 63) phần chú thích ta chọn d2 = 315(mm)

Tỉ số truyền thực tế u t = d 2 d 1 (1− ε) = 315

Sai lệch tỉ số truyền

2.1.3 Xác định khoảng cách trục a

Tra bảng 4.14 với u = 2,8 ta được tỉ số: a sb d 2 =1 ⇒a sb =d 2 15 mm

Kiểm tra số vòng chạy của đai trong 1(s): i= v

Tính chính xác khoảng cách trục: a= λ+ √ λ 2 − 8 △ 2

Xác định góc ôm trên bánh đai nhỏ α1 α 1 0 °− 57 ° (d 2 −d 1 ) a

 P1 – Công suất trên trục bánh chủ động, P1 = 2,19 (kW)

 Kđ – Hệ số tải trọng động, số ca làm việc 2, tra bảng 4.7[1] (trang 55) ta được: Kđ = 1,2

 Cα – Hệ số ảnh hưởng của góc ôm

 CL – Hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai

 Cu – hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền

 Cz – hế số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai Xác định [P0]:

Tra bảng 4.19[1] (trang 62) với tiết diện đai A, d1= 112 (mm), và v 8,33(m/s), được:

Xác định các hệ số Cα, CL, Cu, Cz

Tra bảng 4.15[1] (trang 61) với α = 139,33°, được Cα = 0,89

Tra bảng 4.16[1] (trang 61) với tỉ số L L

1700 = 0,82 , được CL = 0,96 Tra bảng 4.17[1] (trang 61) với ut = 2,87 được Cu = 1,14

Tra bảng 4.18[1] (trang 61) với tỉ số [ P P 0 ] = 2 1 , , 19 59 = 1,38 được Cz = 1

Thay vào công thức ta được:

Tra bảng 4.21 trang 63 với tiết diện đai A ta có : t, e

Thay số ta được B5mm

Lực căng do lực li tâm sinh ra

F v =q m v 2 =0, 105 8,33 2 =7,29 N với qm là khối lượng 1 m chiều dài đai A, tra bảng 4.22[1] (trang 64) ⇒ qm 0,105

Lực tác dụng lên trục

Thông số của bộ truyền đai thang

Khoảng cách trục (mm) a (4,54 Đường kính bánh đai nhỏ (mm) d12 Đường kính bánh đai lớn (mm) d215

Chiều rộng bánh đai (mm) B = 35

Sai lệch tỉ số truyền so với yêu cầu 3%

Góc nghiêng đường nối hai tâm bánh đai 120

Lực căng ban đầu đối với 1 nhánh đai (N) Fo5,54

Lực tác dụng lên trục (N) FrT5,88

Tính toán thiết kế bộ truyền trong (bánh răng trụ răng nghiêng)

2.2.1 Chọn vật liệu bánh răng

• Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

• Độ rắn HB = 192 ÷ 240 chọn HB2 = 240

• Giới hạn chảy σch2 = 450 (MPa)

• Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

• Độ rắn HB2 = 241 ÷ 285, chọn HB1 = 255

• Giới hạn chảy σch1 = 580 (MPa)

2.2.2 Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] được xác định theo công thức: ¿

• ZR – hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng làm việc

• 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 độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

• KxF – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

• SH ,SF : hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn

– Bánh chủ động SH1 = 1,1; SF1 = 1,75

– Bánh bị động SH2 = 1,1; SF2 = 1,75

• σ Hlim 0 : σ Flim 0 ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở Tra bảng 6.2[1] (trang 94) σ Hlim 0 = 2HB + 70; σ Flim 0 = 1,8HB

– Bánh chủ động: σ Hlim1 0 = 2HB1 + 70 = 2.255+70 = 580 MPa σ Flim1 0 = 1.8HB1 = 1,8.255 = 459 MPa

– Bánh bị động: σ Hlim2 0 = 2HB2 + 70 = 2.240+70 = 550 MPa σ Flim2 0 = 1.8HB2 = 1,8.240 = 432 MPa

• KHL ,KFL: hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức :

– mH ,mF : bậc của đường cong mỏi, bánh răng có HB < 350, mH = mF 6

– NH0 ,NF0: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc và ứng suất uốn.

NHE ,NFE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

– c là số lần ăn khớp trong một vòng quay : c = 1

– n là vận tốc vòng của bánh răng : n = nI = 507,1 v/ph

– tΣ là tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét : tΣ = Lh = 12000 giờ Thay số vào ta tính được :

Trên bánh răng chủ động :

– NHE1 > NH01 lấy NHE1 = NH01 = 17898543,34

– NFE1 > NF01 lấy NFE1 = NF01 = 4.10 6 Vậy KFL1 =1

Trên bánh răng bị động :

– NHE2 > NH02 lấy NHE2 = NH02 = 15474913,67

– NFE2 > NF02 lấy NFE2 = NF02 = 4.10 6 Vậy KFL2 =1

Thay số vào công thức ta được :

Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng :

2.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục a w = K a (u+ 1) √ 3 [σ T H 1 ] 2 K u ѱ Hβ ba

• Ka: hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng, tra bảng 6.5[1] (trang 96):

• T1: momen xoắn trên trục chủ động T1 = 38795 (Nmm)

• [σH]sb: ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]sb = 513,64 (MPa)

• ψba ,ψbd: hệ số chiều rộng vành răng : ψba = 0,3 ÷ 0,5 Chọn : ψba = 0,3 ψbd = 0.5ψba (u + 1) = 0,5.0,3.(4,6+1) = 0,84

• KHβ: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc Tra bảng 6.7[1] (trang 98) với ψbd = 0,84, sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 và HB < 350, được: KHβ = 1,03 Thay số vào ta được : a w C ( 4,6+1) √ 3 38795 1,03

2.2.4 Xác định các thông số ăn khớp

Tra bảng 6.8[1] (trang 99), chọn m theo tiêu chuẩn m = 2 (mm)

Tỉ số truyền thực tế : u t = Z 2

Sai lệch tỉ số truyền:

2.2.4.3 Xác định góc nghiêng của răng

2.2.4.4 Xác định góc ăn khớp α tw

Góc ăn khớp: α tw =α t = arctan ( tanα cosβ ) =arctan ( cos 10,48 tan 20 ) ,31 °

Với α = 20 ο là góc profil gốc

Góc nghiêng trên hình trục cơ sở: βb = arctan(cosαt.tanβ) = arctan[cos(20,31 ο ).tan(10,48 ο )] = 9,84 ο

2.2.5 Xác định các thông số động học và thông số cho phép

Tỷ số truyền thực tế ut = 4.62 Đường kính vòng lăn: d w 1 = 2 a w u t +1 = 2.120

Vận tốc vòng của bánh răng: v= π d w 1 n 1

Xác định chính xác ứng suất cho phép :

• [ σ ¿¿ H ] sb ¿và [ σ ¿¿ F ] sb ¿ là ứng suất cho phép sơ bộ : [σH]sb = 513,64 (MPa) ; [σF]sb1 &2,29 MPa ; [σF]sb2 = 246,86 Mpa

• ZR là hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc : với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8,vcần gia công đạt độ nhám

• Zv: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, v = 1,13< 5 m/s ⇒ Zv =1

• KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng KxH = 1

• YR: hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Chọn YR = 1

• Ys: hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất

Ys = 1,08 − 0,0695ln(m) với m là mô đun = 2 (mm)

• KxF : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn KxF

• Bánh chủ động : [ σ ¿¿ H ] ¿ = [ σ ¿¿ H ] sb Z R Z v K xH ¿ = 513,64.0,95.1.1 = 487,96 MPa

• Bánh bị động: [ σ ¿¿ F 1] ¿ = [ σ ¿¿ F 1] sb Y R Y S K xF ¿ = 262,29.1.1.1,03 270,16 MPa

2.2.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

2.2.6.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc σ H = Z M Z H Z ϵ √ 2T b 1 K w u H t (u d w 2 t +1 1 ) < [ σ H ]

• ZM: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ZM = 274

• ZH: hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc

Z H = √ sin 2 cos ⁡ (2 α β tw b ) = √ sin 2cos ⁡ (2.20,31) ⁡ (9,84) =1,74

• Zϵ: hệ số trùng khớp Phụ thuộc hệ số trùng khớp ngang ϵα và hệ số trùng khớp dọc ϵβ

– ϵα: hệ số trùng khớp ngang : ϵ α = [ 1,88−3,4 ( Z 1 1 + Z 1 2 ) ] cosβ= [ 1,88−3,4 ( 21 1 + 97 1 ) ] cos10,48 =1,65

Chiều rộng vành răng: bw = ѱba.aw =0,3.120= 36mm

– ϵβ : Hệ số trùng khớp dọc: ϵ β = b w sinβ mπ = 36 sin 10,48

• KH: hệ số tải trọng

– KHβ: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng KHβ = 1,03

−¿ KHα: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp Tra bảng 6.14[1](trang 107) với v = 1,13 (m/s), cấp chính xác mức làm việc êm của bộ truyền: CCX = 9 Ta tra được KHα

– KHv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.

Tra bảng 6.13[1](trang 106) với bánh trụ răng nghiêng và v = 1,13 (m/s), được cấp chính xác của bộ truyền: CCX = 9

Tra phụ lục 2.3[1](trang 250) với

Nội suy tuyến tính được KHv = 1,01

36.4,62 42,7 2 H4,4 MPa < [ σ H]cx = 487.96 ( MPa) (thỏa mãn)

2.2.6.2 Kiểm nghiệm độ bền uốn σ F1 = 2 T 1 K F Y ϵ Y β Y F 1 b w d w1 m ≤[ σ F 1 ] σ F2 = σ F 1 Y F2

• [σF1] và [σF2] là ứng suất uốn cho phép đã tính ở trên

• KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn

-KFβ: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.7[1](trang 98) với ψbd = 0,84 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 vad HB < 350 , được: KFβ = 1,07

– KFα: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp Tra bảng 6.14[1](trang 107) với cấp chính xác mức làm việc êm là 9, v = 1,13 m/s tra được KFα = 1,37

– KFv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Tra phụ lục 2.3[1] (trang 250) với

Nội suy tuyến tính được KHv = 1,04

• Yϵ: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

• Yβ: hệ số kể đến độ nghiêng của răng

• YF1 và YF2: hệ số dạng răng Phụ thuộc số răng tương đương Zv1 và Zv2

Thay số vào ta được σ F1 = 2 T 1 K F Y ϵ Y β Y F 1 b w d w1 m = 2.38795 1,52.0,61 0,93.3,9

3,9 x,34