Nước ta đang trên đà phát triển, khoa học công nghệ có vai trò quan trọng trong quá trình công nghiệp hóa, hiện đại hóa đất nước. Việc ứng dụng khoa học công nghệ nhằm nâng cao năng suất lao động, thay thế hiệu quả nhất sức lao động của người lao động, đảm bảo an toàn cho người lao động trong quá trình lao động. Để tạo nền tảng tốt cho sự phát triển trong tương lai đòi hỏi các trường đại học phải đầu tư nghiêm túc cho nghiên cứu, giáo dục và phát triển khoa học công nghệ. Đồ án môn học “Chi tiết máy” là môn học giúp sinh viên ngành cơ khí dần dần làm quen với công việc thiết kế mà mỗi kỹ sư cơ khí đều làm trong suốt cuộc đời của mình. Học tốt môn học này có thể giúp sinh viên hình dung được công việc tương lai của mình, từ đó có cái nhìn đúng đắn hơn về con đường học tập của bản thân, đồng thời làm tăng thêm sự nhiệt tình và yêu thích ngành học của mỗi sinh viên. Không những vậy, quá trình thực hiện đồ án sẽ là một thử thách thực sự đối với những kỹ năng mà học sinh đã học ở những năm trước như vẽ cơ khí, kỹ năng sử dụng các phần mềm: Autocad, Autocad Mechanical, Autodesk Inventor... và kiến thức cơ bản môn học: nguyên lý cơ khí, máy móc. chi tiết, dung sai và kỹ thuật đo… Trong quá trình thực hiện đồ án, chúng tôi nhận được sự hướng dẫn rất nhiệt tình của Thầy ThS. PHÙNG DANH SA và các thầy cô của trường. Sự giúp đỡ của thầy cô là nguồn động viên, khích lệ rất lớn cho chúng em trên con đường học tập, rèn luyện đầy gian nan. Vì đây là lần đầu tiên chúng tôi làm thiết kế kỹ thuật nên chắc chắn sẽ có những thiếu sót, sai sót. Em rất mong nhận được những phản hồi chân thành từ thầy cô. tôi chân thành cảm ơn bạn Một lần nữa xin chân thành cảm ơn!
Tính chọn động cơ điện
1.1 Chọn kiểu loại động cơ
Trong các hệ dẫn động cơ khí, động cơ điện được sử dụng hết sức phổ biến Có nhiều loại động cơ điện khác nhau, tuy nhiên do có nhiều ưu điểm so với các loại động cơ điện khác (kết cấu đơn giản, giá thành rẻ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy ) động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ ngắn mạch được sử dụng phổ biến hơn cả Quá trình tính toán và lựa chọn ĐC cho hệ thống dẫn động được thực hiện thông qua các bước tính toán về :
Công suất động cơSố vòng quay đồng bộ sơ bộ của động cơCác yêu cầu về momen mở máy, quá tải và phương pháp lắp đặt
Hình 1: Động cơ ba pha không đồng bộ 1.2 Chọn công suất động cơ
- Công suất cần thiết được xác định:
Trong đó: P ct : công suất cần thiết của trục động cơ (kw) P t : công suất tính toán trên trục tang (kw) η : hiệu suất truyền động - Hiệu suất truyền động: η = η ol 4 η đ η brt η x η k
Trong đó: η ol : hiệu suất 1 cặp ổ lăn η x : hiệu suất của bộ truyền xích η đ : hiệu suất của bộ truyền đai η brt : hiệu suất của bánh răng trụ η k : hiệu suất của khớp nối Tra bảng 2.3 trang [1] ta có: η ol = 0,99 η brt = 0,98 η x = 0,97 η đ : = 0,96 η k : = 1 η = 0,99 4 0,96 0,98 0,97 1 = 0,87 Công suất trục tang p t
Bảng 2.3.1 Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ
Như vậy muốn xác định công suất động cơ cần biết công suất tính toán P.
Trị số của p t và do đó công suất của động cơ được xác định tùy thuộc vào chế độ làm việc của động cơ và tính chất tải trọng Đối với các động cơ làm việc lâu dài, chẳng hạn động cơ kéo máy bơm, quạt gió, máy cắt kim loại, hệ thống dẫn động băng tải , tải trọng tác dụng có thể là tải trọng không đổi hoặc thay đổi
- Trường hợp tải trọng không đổi: Công suất tính toán là công suất làm việc trên trục máy công tác
Với các hệ thống dẫn động băng tải, xích tài thường biết trước lực kéo và vận tốc băng tải hoặc xích tải, khi đó công suất làm việc được tính theo công thức
P lv = 1000 F v trong đó : p lv - công suất trên trục tang quay hoặc đĩa xích, kW; F – lực kéo băng tải hoặc xích tải, N / v - v tốc băng tải hoặc xích tải, m/s
- Trường hợp tải trọng thay đổi
(h.2.3.2) : Trường hợp này nhiệt độ động cơ tăng giảm tùy theo sự thay đổi của tải trọng, do đó cần chọn động cơ sao cho trong quá trình làm việc, lúc chay quá tải, lúc chạy non tải nhưng nhiệt độ động cơ đạt được trị số ổn định.
Muốn vậy ta coi động cơ làm việc với công suất tương đương không đổi mà mất mát năng lượng do nó sinh ra tương đương với mất mát năng lượng do công suất thay đổi (thí dụ như trên h.2.3) gây nên trong cùng một thời gian Hình 2.3.2 Sơ đồ tải trọng thay đổi
Trong đó: P l công suất lớn nhất trong các công suất lâu dài trên trục máy công tác, kW, P i công suất tác dụng trong thời gian t i , kW
1.3 Chọn tốc độ đồng bộ động cơ
Như đã biết, với động cơ xoay chiều ba pha không đồng bộ có thể chọn số vòng quay đồng bộ khác nhau ứng với cùng một phạm vi công suất : n đb = 3000, 1500, 1000, 750 vg/ph Chú ý rằng khi số vòng quay đồng bộ của động cơ càng tăng thì khuôn khổ, khối lượng và giá thành động cơ càng giảm (vì số đối cực p giảm), trong khi đó hiệu suất và hệ số công suất (cosy) càng tăng Vì vậy người sử dụng mong muốn dùng động cơ có số vòng quay cao.
Tuy nhiên dùng động cơ với số vòng quay cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức là phải sử dụng hệ thống dẫn động với tỉ số truyền lớn hơn, kết quả là kích thước và giá thành các bộ truyền tăng lên Vì vậy trong thiết kế nên phối hợp hai yếu tố vừa nêu, đồng thời cần căn cứ vào sơ đồ của hệ thống dẫn động cần thiết kế để chọn số vòng quay thích hợp cho động cơ.
Có thể tham khảo bảng 2.4 dưới đây để chọn tỉ số truyền nên dùng cho các bộ truyền có mặt trong hệ thống dẫn động rồi dựa vào số vòng quay của trục máy công tác để xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ.
Bảng 2.4 Tỉ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ
Số vòng quay đồng bộ động cơ quay theo trục máy công tác n ct = 60000 π D v = 60000 π 350 1,25 = 68.2 v/p Trong đó: v là vận tốc xích tải m/s D Đường kính tang mm Theo bảng 2.4 ta có thể chọn được +Tỷ số bộ truyền ngoài xích u n = u xích =4 + Tỷ số truyền của hộp truyền bánh răng u h = u br =5 Vậy tỉ số truyền toàn bộ của hệ thống động
Từ các giá trị n iv và u t ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ n sb = u t n iv h,2.20 = 1364(v/p)
Vậy ta có thể chọn số tốc độ đồng bộ của động cơ n đb = 1500 v/p
1.4 Chọn đồng bộ thực tế Đồng bộ thực tế là quá trình điều chỉnh các thông số của hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp để đảm bảo hoạt động chính xác và hiệu quả Động cơ được chọn thỏa mãn các điều kiện:
Sử dụng phụ lục động cơ điện 3 pha loại 4a chọn động cơ thích hợp : ta chọn động cơ 4A132S4Y3
1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ; Áp dụng công thức
Tính các moomen mở máy, moomen lớn nhất , mô men nhỏ trên trục dộng cơ
Tmm = 1,5 Tdn x,77 Nm Suy ra Tmax = 2,2 Tdn = 115,52 Nm Tmin = 0,5 Tdn = 26,25 Nm
Momen cho phép của động cơ không đồng bộ 3 pha
Tcp =0,81 Tmax ,57 Nm Momen cản động cơ
Tcản = p n dc η iv 9550 =lim 35,007 Nm Moomen quá tải cực đại của động cơ Tmaxqi = 1,4 Tcản I,01 Nm Như vậy ta có
Pdtdc =5 (kw) < Pdndc =7,5 (kw) Tmm x,77 Nm > Tcản = 35,007 (Nm) Tcp ,57 Nm > Tmaxqi I,01 Nm Kết luận Động cơ đã chọn thỏa mãn các điều kiện làm việc của hệ thống. Đảm bảo vận hành hệ thống dẫn động băng tải tốtTính chọn khớp nối giữa trục của động cơ và trục băng tả được đảm bảo.
Phân phối tỉ số truyền
2.1 Phân phối tỷ số truyền ut của hệ dẫn động Tỉ số truyển (TST) chung của toàn hệ thống u Σ theo: u Σ = n n dc ct = 1364 68,2
Trong đó: n dc - số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph); n ct - số vòng quay của trục công tác (v/ph).
Chọn bước tỉ số truyền u đ theo dãy số sau (tương ứng với dãy trị số đường kính bánh đai tiêu chuẩn) u đ = 2 ; 2.24 ; 2.5 ; 2.8 ; 3.15 ; 4 ; 4.5 ; 5
Vì u = 20 nên ta chọn u đ = 2 (để bộ truyền đai thang có kích thước nhỏ gọn)
Với hệ dẫn động gồm các bộ truyển mắc nối tiếp có: u Σ = u h u đ 2
Với: u h u n tỉ số truyền của các bộ truyển trong hệ thống
Sau đây trình bày cách phân phối TST của một số trường hợp cụ thể:
Phân phối tỷ số truyền như sau u Σ ; u đ =2 ; u h
2.2 Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc u h =¿ u Σ u ng → u ng =u Σ u h = 20 10 = u đ
Ta có : u k = ux =1 Chọn tỉ số truyền hộp giảm tốc là : Uhgt =3Ung = (0,15 ÷ 0,1) Uh = 0,15 3 = 0,45 u h >¿¿ = u br = 3 Ta có: u br = u br 1 u br 2
Trong đó: u br1 là tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp nhanh. u br2 là tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm. chọn u br1 = 1 => u br2 = 3
2.3 Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc
Theo công thức thực nghiệm ta có: u 1 =(1,2÷1,3)u 2 Chọn u1 = 1,3.u2
THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
Kiểm tra sai số vận tốc
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
1 Tính chọn động cơ điện
1.1 Chọn kiểu loại động cơ
Trong các hệ dẫn động cơ khí, động cơ điện được sử dụng hết sức phổ biến Có nhiều loại động cơ điện khác nhau, tuy nhiên do có nhiều ưu điểm so với các loại động cơ điện khác (kết cấu đơn giản, giá thành rẻ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy ) động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ ngắn mạch được sử dụng phổ biến hơn cả Quá trình tính toán và lựa chọn ĐC cho hệ thống dẫn động được thực hiện thông qua các bước tính toán về :
Công suất động cơSố vòng quay đồng bộ sơ bộ của động cơCác yêu cầu về momen mở máy, quá tải và phương pháp lắp đặt
THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI
Thiết kế trục
3.1.1 Tính trục theo độ bền mỏi
Theo công thức (10-19) trang 195 /[1] : sj = s σj s τjj
Trong đó : [s] : Hệ số an toàn cho phép [s] = (1,5 ÷ 2,5) s σ j : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp sj : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp Theo công thức (10-20) và (10-21) trang 195 /[1] ta có: s σj = σ −1 K σdj σ aj +ψ σ σ mj s τjj = τj −1
Với : σ-1 = 0,436 σb =0,436 750 = 327 MPa τj −1 = 0,58 σ-1 = 0,58 327 = 189,66 MPa Là giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng σ aj =σ max j −σ min j
2 σ aj ;τj aj ;σ mj ; τj mj ❑: Là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại tiết diện j Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên ta có σ mj = 0; σ aj = σ maxj = W T j j ; Vì trục quay 1 chiều, ứng suất xoăn that đổi theo chu kỳ mạch động, do đó τj mj = τj aj = τj max
2 = 2W τj j oj ; Trong đó W j và W oj là momet cản uốn và moment cản xoắn của trục tại tiết diện j của trục
Trục 1 có 1 rãnh then, xét tiết diện W j = π d j
Theo bảng 10- 7 [197].chọn hệ số 𝛔 và theo vật liệu đối với thép các trung bình lấy =0,1
= 0,05 ; hệ số =1 Theo bảng (10-10) lấy =0,85 ; = 0,78.
Theo bảng (10-12)[199] hệ số tập trung ứng suất cho rãnh then K σ =1,62 ; K=1,88.
Kadj , K𝛕djhệ số xác định theo công thức:(10.25);(10.26) [197] ta có:
Kx là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Ky hệ số tăng bề mặt trục
Tra bảng (10-8);(10-9) [197]ta có Thấm nito Rz (80…20) Kx= 1,25.
=> S j = 10,73 > [s] = 1,5…2,5 Vậy trục I thoã mãn đk
Trục II có 1 rãnh then : Xét tại tiết diện W j = π d j
Theo bảng 10- 7 [197].chọn hệ số 𝛔 và theo vật liệu đối với thép các trung bình lấy =0,1
= 0,05 ; hệ số =1 Theo bảng (10-10) lÊy =0,85 ; = 0,78.
Theo bảng (10-12)[199] hệ số tập trung ứng suất cho rãnh then:
=1,62 0,85=1,906;K τj ε τj =1,88 0,78=2,41 Tương tự như trên ta có:
=> S j = 9,31 > [s] = 1,5…2,5.vậy tiết diện n2-n2 trục II thỏa đk.
Tương tự xét tiết diện m2- m2 ta có:
Vậy tiết diện trục II thõa đk
1, Chọn vật liệu làm trục:
Ta có bảng cơ tính vật liệu làm trục:
Thép 45 tôi cải thiện có giớ hạn bền δ b = 850 (MPa) - Ứng suất cho phép [ τ ] = 12 ÷ 20 (MPa)
2,Xác định sơ bộ đường kính trục Đường kính trục được xác định theo moment xoắn Áp dụng công thức (10-9)[188]. d k = √ 3 0,2 T k ¿ ¿ ¿
Trong đó : d k : Là đường kính của trục k (mm) T k : Là momen xoắn trên trục k (Nmm) [] X : Là ứng suất xoắn cho phép (MPa) Theo phần I ta có : T 1 = 6049,5 (Nmm)
Trục bánh đai và khớp nối động cơ d ≥ √ 3 0,2.¿ ¿ T k ¿ = 16,54
Theo bảng 8P[331] TKCTM ta cóđường kính của trục động cơ là 48 mm. d 1 ≥ √ 3 0,2.¿ ¿ T 1 ¿ ,47 mm => chọn d 1 %mm. d 2 ≥ √ 3 0,2.¿ ¿ T 2 ¿ = 17,03 mm => chọn d 2 = 30 mm.
Từ đường kính sơ bộ của trục ta chọn sơ bộ đặc tính kỹ thuật và kích thước ổ lăn:
Theo bảng (17-8) [347]TKCTM ta có:
Xác định khoảng cách giữ các gối đỡ và điểm đặt lực Chiều rộng bánh răng trụ răng thẳng trục I : b w1 = 110 mm.
Chiều dài mayo, bánh đai, bánh răng trên truc I
Chiều dài mayo, bánh đai, bánh răng trên truc II
-Xác định chiều dài các ổ:
= -[0,5.(115+41)+15 +10] = -103 (mm) Các kích thước liên quan đến chiều dài trục: theo bảng (10-3) [189] TKHTDDCK.
Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiêt quay k1 = 10 (mm).
Khoảng cách từ thành trong của hộp đến mặt bên của ổ lăn k2= 10 (mm).
Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ k3= 10 (mm).
Khe hở giữ các bánh răng và thành trong của hộp Δ=¿ 10 (mm).
Chiều cao của nắp ổ và đầu bulong h n = 15 (mm).
Chiều rộng ổ lăn là B = 25 (mm).
Khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đoặn trục được xác định tùy thuộc vào vị trí k số thứ tự của trục trong HGT;k=1,2 i sô thứ tự cảu tiết diện trục trên đó có lắp các chi tiết tham gia truyền tải trọng i= 0 và 1 các tiết diện trục lắp ổ i=2 với 2 là số chi tiết quay lắp trên trục lK1 là khoảng cách giưa gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k lmKi là chiều dai mayo của chi tiết quay thứ i trên trục thứ k lcKi là khoảng công trên trục thứ k tính từ chi tiết quay thức i lcKi = 0,5.( lmKi+ b0 )+k3 +hn. bki là chiều rộng bánh răng trên trục thứ k.
3.1.1.3 Xác định lực và sơ đồ đặt lực
Có F d 49,4(N) Góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền ngoài β = 40°
F d cosβ = 1749,4 40° = 1340,1 (N) F d sinβ = 1749,4 40° = 1124,9 (N) F a1 = F a2 = F t1 tanβ = 11900.tan16,26 = 3470,78 (N) F k = (0,2 ÷ 0,3).F t = (0,2 ÷ 0,3).11900 = 2380 ÷ 3570 (N) Chọn F k = 2600 (N) Σ M x10 =F r1 (l 11 - l 13 ) F y11 l 11 – F d Sinβ (l 11 – l 12 ) F a d w 1
F y11 = -687,367(N) Chọn lại F y11 ngược lại chiều đã chọn: Σ F x10 =F y10 - F r1 – F y11 + F d cosβ = F y10 -4716,16 -1340,1 -> F y10 @63,42(N) Σ M y10 = -F t1 (l 11 - l 13 ) + F x11 l 11 +F d cosβ (l 11 + l 12 )
Tính chính xác
+ Theo bảng 10.5 (TTTK) chọn [σ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta thấy các tiết diện lắp bánh răng ổ lăn, lắp bánh đai là các tiết diện nguy hiểm.
+ Tại tiết diện 1-1 lắp bánh răng 1: d11=l m13 +b 1
2 = 35+ 2 17 +10 +15 + 17 2 = 53,16 Lấy theo tiêu chuẩn d 11 = 55 (mm)
+ Tại tiết diện 1-2 lắp ổ lăn 1-1: d12=l m12
2 = 35 2 +10 +15 + 17 2 G,88 Lấy theo tiêu chuẩn d 22 = 50 (mm) + Tại tiết diện 1-3 lắp bánh đai: d13=b 3
2 = 21 2 +10 +10 + 50 2 E,41Lấy theo tiêu chuẩn d 13 = 48 (mm)+ Tại tiết diện 1-0 chỗ lắp ổ lăn 1-0 lấy đồng bộ đường kính với ổ lăn 1-1: d 10 = d 12 = 50 (mm) - Trục П:
+ Tra bảng 10.5 (TTTK) chọn [σ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta ] = 50 (MPa) + Tại tiết diện 2-0 lắp khớp lối d 20¿k 2 + l m32
2 +b 3 + h n = 81,05 Lấy theo tiêu chuẩn d 20 = 85 (mm) + Tiết diện 2-1 lắp ổ lăn 2-0: d 21 = l m32
Lấy theo tiêu chuẩn d 21 = 85 (mm) + Tiết diện 2-2 lắp bánh răng 2: d220
2 + ∆ + l2+ B 2 = 110 2 +10+10+ 25 2 ,32 Lấy theo tiêu chuẩn d 22 = 95 (mm) + Tại tiết diện 2-3 lắp ổ lăn 2-1 lấy đồng bộ đường kính với d 22 d 23 = d 22 = 95 (mm)
- Kiểm tra độ bền của then theo công thức; σ d = d l (h−t 2T 1) ≤ σ d τ c = d l b 2 T ≥ τ c Trong đó: T: mô men xoắn trên trục d: đường kính trục l, b, h, t kích thước thenTheo bảng 9.5 (TTTK) với tải trọng va đập nhẹ có [σ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta d ]= 100 (MPa)
[τ c ]: ứng suất cắt cho phép [τ c ] 60 90 3 30(Mpa) Chọn [τ c ] = 30 (MPa)
Theo bảng 9.1a (TTTK) với đường kính trục d = 55 ta chọn then: b = 16(mm) h = 10(mm) 0,25 ≤ r ≤ 0,4 t 1 = 6 (mm) t 2 = 4,3 (mm) l t = 0,8.l m = 0,8.75 = 60 (mm)
- theo bảng 9.1a (TTTK) với đường kính trục d = 55 ta chọn then: b = 25 (mm) h = 14 (mm) 0,4 ≤ r ≤ 0,6 t 1 = 9 (mm) t 2 = 5,4 (mm) l t = 0,8.l m = 0,8.115 = 92 (mm)
3.2.2 kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
- Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi yêu cầu nếu hệ số an toàn tại các chi tiết nguy hiểm thoả mãn điều kiện:
- Trong đó:hệ số an toàn cho phép thông thường [S] = 1,5÷ 2,5 sσ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta j : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp s τj: hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp
Với σ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta -1 và τ -1 : giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng σ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta -1 = 0,436 σ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta b = 0,436.600 = 261,6 MPa τ -1 = 0,58 σ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta -1 = 0,58 261,6 = 151,728 MPa σ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta aj , σ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta mj : biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng: σ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta mj = 0 σ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta aj = σ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta maxj = W M τ aj , τ mj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện jTrong đó W j : mômen cản uốn Đối với tiết diện tròn: Đối với tiết diện có 1 rãnh then:
Khi trục quanh một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động:
Trong đó: W 0j : mômen cản xoắn Đối với tiết diện có một rãnh then: ψσ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta , ψ τ : Hệ số chỉ đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7(TTTK), ta có: ψσ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta = 0,5 ψ τ = 0 Trục І: mặt cắt 1-1lắp bánh răng 1, mặt cắt 1-2 lắp ổ lăn và mtj cắt 1-3 lắp bánh đai
Trục П: mặt cắt 2-0 lắp khớp nối, mặt cắt 2-1lắp ổ lăn và mặt cắt 2-2 lắp bắnh răng các ổ lăn được lắp ghép theo k6, lắp bắnh răng, bánh đai, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then.
Kích thước của then, trị số của mômen cản uốn và mômen cản xoắn ướng với tiết diện trục nhưn sau:
Tiết diện Đường kính trục b×h t1 W W0 σ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta a T a
Các hệ số Kσ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta dj ,K τdj đối với các tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức sau:
K x : 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 (TTTK)với phương pháp gia công là tiện Ra = 2,5 0,63 (àm) được: K x = 1,06
K y : hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu Khi không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt: K y
= 1εσ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta và ε τ : hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước thiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10 (TTTK)
Kσ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta và K τ : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số phụ thuộc vào các loại yếu tố gây ra tập trung ứng suất.
Tra bảng 10.12(TTTK) được: Kσ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta = 1,76 K τ = 1,54 Chọn kiểu lắp then : k6
Tỉ số Kσ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta / εσ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta
Tỉ số K τ / ε τ Kσ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta d
Kt d Sσ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta St S
Kết quả trên cho thấy các tiết diện nguy hiểm trên 2 trục đều đảm bảo an toàn về mỏi.
Tính độ cứng cho trục
-Đối với hộp giảm tốc bánh răng 2 cấp phân đôi cấp chậm thì trục I,II chọn ổ tùy động vì tốc độ nó quay nhanh để sinh ra nhiệt, khi sinh nhiệt thì trục có thể nở ra vì nhiệt chọn ổ tùy động nó có thể tự dịch chuyển ra khỏi nhiệt độ cao. còn trục III chọn ổ cố định vì số vòng quay n lớn nên ta chọn ổ lăn theo khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ bề mặt làm việc và khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư và khả năng chịu tải
3.3.2 Chọn phương án bố trí ổ
Trục I của hộp giảm tốc không có thành phần lực dọc trục nên ta dùng ổ bi đỡ.Trục II có lực dọc trục tác dung nên ta chọn ổ đỡ chặn
→ chọn loại ổ bi dỡ chặn 2 chọn kích thước ổ lăn Tra bảng P.12 (TTTK) chọn kí hiệu ổ 36212 có dU(mm) r=2 5(mm) r 1 =1 2(mm)
3 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Trong đó Q E : Tải trọng quy ước
L: Tuổi thọ (triệu vòng) Trong đó L h : tuổi thọ của ổ tính bằng giờ (triệu vòng)
Xác định tải trọng động quy ước Q E Trong đó: F r và F a : tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục V: hệ số kể đến vòng nào quay (v=1)
K t : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ(K t =1) K đ :hệ số kể đến đặc tính tải trọng
Tra bảng 11.3(TTTK) chọn K=1,5 X:hệ số tải trọng hướng tâm Y:hệ số tải trọng dọc trục Phản lực hướng tâm trên các ổ
Có F a = 3470,78(N) → Tra bảng 11.4(TTTK)→ Y 0 = Y 1 =1,01 X 0 = X 1 =0,45 Tải trọnh quy ước trên ổ 0 và 1
Lấy tải trọng quy ước là tải trọng lớn hơn Q = 10683,52 (N) 4 Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ
Nhằm tránh biến dạng dư ta tiến hành chọn ổ theo khả nẳng tải tĩnh
Theo 11.18 Q t0 ≤ C 0 Tra bảng 11.6 (TTTK) với ổ bi đỡ chặn có α 0
Như vậy ổ đã chọn thoả mãn khả năng tải tĩnh
→ chọn loại ổ bi dỡ chặn 2 Chọn kích thước ổ lăn Tra bảng P.12 (TTTK) chọn kí hiệu ổ 36212 có d(mm) r=3(mm) r 1 =1,5(mm)
D0(mm) C 0 r,2(kN) b=t((mm) α 0 3 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Trong đó Q E : Tải trọng quy ước
L: Tuổi thọ (triệu vòng) Trong đó L h : tuổi thọ của ổ tính bằng giờ (triệu vòng)
Xác định tải trọng động quy ước Q E Trong đó: F r và F a : tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục V: hệ số kể đến vòng nào quay (v=1)
K t : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ(K t =1) K đ :hệ số kể đến đặc tính tải trọng
Tra bảng 11.3(TTTK) chọn K=1,5 X:hệ số tải trọng hướng tâm Y:hệ số tải trọng dọc trục Phản lực hướng tâm trên các ổ Có F a = 3470,78(N) →
Tra bảng 11.4(TTTK)→ X 0 = X 1 =0,45 Y 0 = Y 1 =1,01 Tải trọnh quy ước trên ổ 0 và 1
Lấy tải trọng quy ước là tải trọng lớn hơn ổ lăn đã chọn thoả mãn khả năng tải động
4 Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ Nhằm tránh biến dạng dư ta tiến hành chọn ổ theo khả nẳng tải tĩnh
Theo 11.18 Q t0 ≤ C 0 Tra bảng 11.6 (TTTK) với ổ bi đỡ chặn có α 0
Như vậy ổ đã chọn thoả mãn khả năng tải tĩnh
3.3.3 Tính ổ theo khả năng tải tĩnh
Trục 1 Ta có Fa = 0, theo công thức 11.19 tài liệu [1].
Qt1 = X0.Fr (X0 = 0,6 theo bảng 11.6 tài liệu [1]) = 0,6 0,1307= 0,078 (kN)
Qt2 = Fr =0,1307 (kN) Q0 = max[Qt1; Qt2] = 0,1307 (kN) < C0 = 20,8 (kN) Vậy khả năng tải tĩnh của ổ lăn được đảm bảo.
Trục 2 Ta có Fa = 0, theo công thức 11.19 tài liệu [1].
Qt1 = X0.Fr (X0 = 0,5 theo bảng 11.6 tài liệu [1]) = 0,5.4206,1 = 2103,05 (N)
Qt2 = Fr =4206,1(N) = 4,206 (kN)Q0 = max[Qt1; Qt2] = 4,206 (kN) < C0 = 42,8 (kN)
Vậy khả năng tải tĩnh của ổ lăn được đảm bảo.
Tính chọn khớp nối
Khớp nối là chi tiết tiêu chuẩn, vì vậy trong thiết kế thường dựa vào mômen xoắn tính toán được xác định theo công thức:
Trong đó: T: là mômen xoắn danh nghĩa k: là hệ số chế độ làm việc, k=( 1,2 .1, 5) Bảng 16.1[2]
3.4.1 Tính khớp nối cho trục I
Theo bảng 16.10a[2] ta có: [T]c(N m) Ta có đường kính trục lắp khớp nối d (mm) => ta chọn đường kính khớp nối d2 (mm)
Tra bảng 16.10b[2] ta được kích thước cơ bản vòng đàn hồi là:
*)Kiểm nghiệm bền của vòng đàn hồi:
-Điều kiện bền dập của vòng đàn hồi:
-Điều kiện sức bền uốn của chốt:
+T: mômen xoắn danh nghĩa +k: hệ số chế độ làm việc phụ thuộc vào các loại máy k=1,5.Tra bảng 16.1[2]
+ : ứng suất dập cho phép của vòng cao su,
+ : ứng suất cho phép của chốt,
6.71 10 15 =0,284MPa¿8 ¿0,0 2×296+3
Chiều dày mặt bích dưới của thân hộp b( mm ) b=1,5δ=1,5×11 16,5 17
Chiều dày mặt bích trên của nắp hộp b1( mm ) b 1 =1,5δ 1 =1,5×9 13,5 14
Chiều dày mặt đế p (không có phần lồi) p=2,35δ=2,35×11
Chiều dày gân của thân hộp m=(0,8 5 ÷1) δ =(0,85 ÷ 1) ×11 9,35 ÷ 11 10
Chiều dày gân của nắp hộp m 1 =(0,8 5÷ 1) δ 1 =(0,85 ÷1) × 9 7,65 ÷ 9 8 Đường kính bulong nền dn (tra bảng 10-13[tài liệu: thiết kế chi tiết máy]) 24 24 Đường kính bulông cạnh ổ, d1 d 1 =0,7d n =0,7×24
16,8 16 Đường kính bulông ghép bích nắp và thân, d2 d 2 =(0,5÷0,6)d n =(0,5÷0,6).24 12÷14,4 14 Đường kính bulông ghép nắp ổ, d3 d 3 =(0,4÷0,5)d n =(0,4÷0,5)×24
9,6÷12 10 Đường kính bulông ghép nắp cửa thăm, d 4 d 4 =(0, 3÷0, 4)d n =(0,3÷0,4)×24 7,2÷9,6 9
Khoảng cách từ C1 từ mặt ngoài của vỏ đến tâm bulong dn,d1,d2
Chiều rộng mặt bích K( không kể chiều dày thân hoặc nắp hộp)
Chiều rộng mặt đế hộp K n
Khoảng cách từ mép lỗ lắp ổ đến tâm bulong d1 e ¿ ≈(1÷1,2)d 1 =(1÷1,2)×16
Chiều rộng mặt bích chỗ lắp ổ
Thiết kế các chi tiết phụ (chốt định vị, que thăm dầu, bu lông vòng,
a=(1,1÷1,2)δ=(1,1÷1,2)×11 a 1 =δ là khe hở từ mặt bên bánh răng tới thành hộp không ghi trên hình vẽ
- Số lượng bulông nền n n= (L+B) 200÷300 L, B: chiều dài và chiều rộng của hộp n0,69+500,2 200÷300
4.2 Thiết kế các chi tiết phụ (chốt định vị, que thăm dầu, bu lông vòng, ) 4.2.1 Cửa thăm Để quan sát và kiểm tra được chi tiết trong hộp giảm tốc kh lắp ghép và để đổ dầu bôi trơn vào hộp, ta thiết kế trên đỉnh hộp có cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp, trên nắp có nút thông hơi Dựa vào bảng (10-12 [tài liệu: thiết kế chi tiết máy] ta chọn kích thước của cửa thăm như sau:
Bảng 5.2: Kích thước cửa thăm
Hình5.1: Cấu tạo nắp cửa thăm
1- Nắp (CT3) 2- Tay nắm thông hơi (CT3) 3- Đệm (bìa cứng)
Khi làm việc, các bộ truyền trong hộp giảm tốc ăn khớp với nhau tạo nên ma sát làm nhiệt độ trong hộp tăng lên Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài vỏ hộp, người ta dùng nút thông hơi Nút thông hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp.
Bảng 5.3: Kích thước nút thông hơi
Hình 5.2: Cấu tạo nút thông hơi
Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc sẽ nhiễm bẩn (do bụi từ bên ngoài lọt vào hoặc các hạt mài từ các bộ truyền rơi ra), đồng thời dầu bị biến chất do nhiệt độ Để đảm bảo bôi trơn, ta phải thay dầu mới điều này yêu cầu dầu cũ phải được tháo ra sạch hộp giảm tốc thông qua lỗ tháo dầu nằm ở đáy hộp, được bịt kín bằng nút tháo dầu Kết cầu nút dầu và kích thước nút tháo dầu tra trong bảng (10-14 [tài liệu: thiết kế chi tiết máy]).
Bảng 5.4: Kích thước nút tháo dầu d b m a f L e q D 1 D S l
Hình 5.3: Cấu tạo nút tháo dầu hình trụ
Mặt ghép giữa nắp và thân trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Lỗ trụ lắp ở trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị, nhờ có chốt định vị khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ Dùng bảng (10-10c[tài liệu: thiết kế chi tiết máy])
Bảng 5.5: Thông số chốt định vị d (mm) c (mm) l (mm)
Hình 5.4: Cấu tạo chốt định vị
4.2.5 Vòng móc: Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, khi lắp ghép,…) trên nắp và thân thường lắp thêm bulông vòng hoặc vòng móc
Hiện nay vòng móc được dùng nhiều Nó có thể được làm trên nắp và cả thân hộp Kích thước vòng móc được xác định bằng công thức:
Chiều dày vòng móc: s= (2÷ 3) δ =(2÷ 3)× 11" ÷ 33 Đường kính vòng móc: d =(3 ÷ 4) δ =(3÷ 4)× 113 ÷ 44
4.2.6 Que thăm dầu: Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu Nên kiểm tra mức dầu khi hộp giảm tốc không hoạt động Que thăm dầu nên đặt nghiêng với phương thẳng đứng một gốc nhỏ hơn 350.
Hình 5.5 Cấu tạo que thăm dầu
4.2.7 Vòng phớt: Được dùng rộng rãi và kết cấu đơn giản Tuy nhiên bề mặt trục khi gia công có bề mặt nhám thì vòng phớt lại chống mòn và tạo ra ma sát lớn.
Loại vòng phớt điều chỉnh được khe hở chỉ dùng khi vận tốc trượt nhỏ và bôi trơn bằng mỡ Tra bảng (8-29[tài liệu: thiết kế chi tiết máy])
Bảng 5.6 Thông số vòng phớt d d
Hình 5.6 Cấu tạo vòng phớt
Che chắn ổ lăn từ ngoài, vật liệu chế tạo là thép C45 để chế tạo nắp ổ lăn kín với kích thước:
Bảng 5.7 Thông số nắp ổ lăn
Hình 5.7 Cấu tạo nắp ổ lăn
Với các ổ bôi trơn bằng dầu: sử dụng vòng chắn dầu quay cùng với trục để hạn chế dầu chảy vào ổ hoặc các tạp chất xâm nhập vào ổ.
Lưu ý, khi lắp vòng chắn mỡ thì 2/3 phần chắn nằm phía trong rãnh chứa ổ, 1/3 còn lại nằm phía ngoài Khi làm việc, dầu văng sẽ tràn vào rãnh chắn, lan vào ổ, nhờ lực ly tâm dầu sẽ văng trở lại hộp giảm tốc, chỉ giữ lại một lượng dầu vừa đủ bôi trơn ổ Ở phía ngược lại, mỡ từ ổ đang làm việc cũng chảy ra bám vào rãnh chắn, không tràn ra ngoài. Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp thì ta thường dùng các vòng chắn mỡ (dầu) Vòng này gồm 2 ÷ 3 rãnh có tiết diện tam giác đều Vòng chắn dầu được lắp vào sao cho vòng cách mép trong thành hộp một khoảng 1 ÷ 2 mm.
Khe hở giữa vỏ (hoặc ống lót) với mặt ngoài vòng ren lấy khoảng 0,4 mm
Hình 5.8 Cấu tạo bạc chắn đầu
4.2.10 Bôi trơn hôp giảm tốc:
Do vận tốc nhỏ nên chọn phương pháp ngâm các bánh răng trong hộp dầu Sự chênh lệch về bán kính giữa bánh răng bị dẫn thứ hai và thứ tư là 0 (mm) Vì mức dầu thấp nhất phải ngập chiều cao răng bị dẫn của bánh răng thứ hai Theo bảng 10- 17, chọn độ nhớt của dầu bôi trơn bánh răng ở 50 0 C là 80 centistốc hoặc 11 độ Engle và theo bảng 10-20,[1] chọn loại dầu AK-20.
Hình 5.9 Bôi trơn bánh răng
Chọn các chế độ lắp trong hộp
Lắp vòng trong ổ lăn lên trục hệ thống lỗ và lắp vòng ngoài lên vỏ theo hệ thống trục Để các vòng ổ không trơn trượt theo bề mặt trục hoặc lỗ hợp khi làm việc, cần chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay. Để chọn kiểu lắp ghép cho bánh răng ta chọn H7/k6 Vì theo cấp chính xác và kiểu dung sai trên thì dễ chế tạo hơn.
Lắp ổ lăn thông thường vòng trong của ổ quay còn vòng ngoài của ổ đứng yên.
Do đó vòng trong chịu tải trọng hoàn toàn, ta chọn kiểu lắp có độ dôi hoặc lắp trung gian Hệ thống lắp ghép là hệ thống lỗ vì lỗ cơ bản là vòng trong ổ lăn Để tránh bị biến dạng quá mức ta chọn H7/k6 (bảng 20-4[tài liệu: thiết kế chi tiết]).
Còn vòng ngoài chịu tải trọng cục bộ, ta chọn kiểu lắp có dộ hở Hệ thống lắp ghép là hệ thống trục vì trục cơ bản là vòng ngoài ổ lăn Để đảm bảo độ đồng tâm ta chọn H7/h6 (bảng 20-4 trang, [tài liệu: thiết kế chi tiết]).
Lắp then lên trục là P9, lắp then lên bánh răng là P9
KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ
Việc nghiên cứu thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc là một vấn đề mang tính thời sự và có ý nghĩa, đặc biệt là trong giai đoạn hiện nay công nghiệp ngày càng phát triển, tự động hóa được ứng dụng rộng rãi Đề tài đã có các nội dung nghiên cứu theo định hướng trên, đã đạt được các kết quả:
Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí;
Thiết kế các chi tiết truyền động;
Thiết kế các chi tiết đỡ nối;
Cấu tạo vỏ hộp, các chi tiết phụ và chọn chế độ lắp trong hộp.
Kết quả thể hiện trên bản vẽ:
Bộ truyền bánh răng/ bánh vít- trục vít;
Do thời gian thực hiện đề tài và khả năng kinh phí có hạn nên ngoài những kết quả đạt được, xin đề xuất một số ý kiến sau giúp phát triển và hoàn thiện đề tài hơn nữa:
- Mở rộng những đề tài nghiên cứu, thiết kế những hệ thống…
- Nghiên cứu bổ sung hệ thống dẫn động để tăng tỉ số truyền nhưng thiết kế sao cho công suất tổn hao truyền động thấp nhất.
