Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí đặt biệt là đối với kỹ sư nghành chế tạo máy.Đồ án môn học Chi tiết máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hóa lại các kiến thức của các môn học như: Chi tiết máy , Sức bền vật liệu, Dung sai, Vẽ kỹ thuật ….đồng thời giúp sinh viên quen dần với việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau nay
Trang 1BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THÀNH PHỐ HỒ
CHÍ MINH KHOA CƠ KHÍ
Thành phố Hồ Chí Minh, ngày 10, tháng 09 năm 2015
Trang 2NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
……… ………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
………
Trang 3LỜI NÓI ĐẦU
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí đặt biệt là đối với kỹ sư nghành chế tạo
máy.Đồ án môn học Chi tiết máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hóa lại các kiến thức của các môn học như: Chi tiết máy , Sức bền vật liệu, Dung sai, Vẽ kỹ thuật ….đồng thời giúp sinh viên quen dần với việc thiết kế và làm đồ
án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau nay
Nhiệm vụ được giao là thiết kế hệ thống dẫn động xích tải gồm có : Động
cơ điện, bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển, nối trục đàn hồi và xích tải
Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc em
đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau:
Tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của PGS.TS-Trịnh Chất
và PGS.TS-Lê Văn Uyển
Tập 1 và 2 Chi tiết máy của GS.TS-Nguyễn Trọng Hiệp
Dung sai và lắp ghép của KS.Nguyễn Hữu Thường
Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của nhóm chúng em không thể tránh được những sai sót Nhóm chúng em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy trong bộ môn để nhóm chúng em củng cố và hiểu sâu hơn, nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi được
Cuối cùng nhóm chúng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là cô Nguyễn Thị Thúy Nga đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo cho nhóm chúng em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao
Một lần nữa nhóm chúng em xin chân thành cảm ơn !
SVTH
Nguyễn Văn Toán 11083461
Võ Tấn Khỏe 11036161
Cao Bá Hưng 11040111
Hoàng Tuấn Phương 11031381
Trang 4PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I.1. Xác định công suất cần thiết, số vòng quay sơ bộ hợp lý của động
cơ điện và chọn động cơ điện.
I.1.1. Xác định công suất cần thiết.
− Công suất cần thiết được xác định theo công thức:
Trong đó:
là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)
là công suất tính toán trên trục máy công tác (kW)
là hiệu suất truyền động
− Trường hợp tải trọng thay đổi ta tính như sau:
Công thức 2.4 tr 19 Giáo trình tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập
1, Trịnh Chất- Lê Văn Uyển
Mà là công suất lớn nhất trên trục thùng trộn
(1)
− Hiệu suất truyền động:
Công thức 2.9 tr 19 Giáo trình tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập
1, Trịnh Chất- Lê Văn Uyển
Trong đó:
hiệu suất của khớp nối
hiệu suất ổ lăn
hiệu suất bánh răng
hiệu suất xích
Tra bảng 2.3 tr 19
Trang 5Suy ra:
= 0.841 (2)
Từ (1) & (2) => ( kW)
I.1.2. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ.
Công thức 2.18 tr 21 Giáo trình tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1, Trịnh Chất- Lê Văn Uyển
Trong đó:
là số vòng quay trên trục thùng trộn = 60(v/p)
Tỷ số truyền của toàn bộ truyền được tính như sau:
Công thức 2.15 tr 21 Giáo trình tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1, Trịnh Chất- Lê Văn Uyển
Trong đó:
là tỷ số truyền của bộ truyền xích
là tỷ số truyền của hộp giảm tốc
Tra bảng 2.4 tr 21 Giáo trình tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập
1, Trịnh Chất- Lê Văn Uyển
Trang 6Tra bảng P1.1 tr 234 Giáo trình tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1,Trịnh Chất- Lê Văn Uyển Ta chọn:
I.2. Phân phối tỷ số truyền trong hộp giảm tốc hai cấp.
I.2.1. Phân phối tỷ số truyền
Trang 7− Mômen xoắn trên các trục:
Trang 8PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
2.1. Chọn loại xích.
− Ta chọn loại xích ống - con lăn vì tải trọng nhỏ và vận tốc thấp
− Xích ống – con lăn có độ bền mòn cao hơn xích ống, chế tạo đơn giản hơnxích răng và cũng vì ưu thế đó nên loại xích này được sử dụng rất phổ biến
2.2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích.
, , , 3.021(kW)
2.2.1. Chọn số răng đĩa xích.
Số răng đĩa xích càng ít, đĩa bị động quay càng không đều, động năng va đập càng lớn và xích mòn càng nhanh Vì vậy, khi thiết kế cần đảm bảo cho số răng nhỏ nhất của đĩa xích lớn hơn
− Chọn số răng của đĩa xích dẫn:
Dựa vào bảng 5.4tr 80 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 Trịnh Chất-
Lê Văn Uyển, ta chọn công thức:
và nên quy tròn về số răng lẻ
− Tính số răng của đĩa xích bị dẫn:
Dựa vào công thức 5.1 tr 80 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 Trịnh Chất- Lê Văn Uyển
2.2.2. Xác định bước răng.
− Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích theo công thức 5.4 tr 81 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 Trịnh Chất- Lê Văn Uyển
Trong đó:
k được tính từ các hệ số thành phần cho trong bảng 5.6, với
– hệ số kể đến ảnh hưởng của của vị trí bộ truyền
– hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích
– hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích
– hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn
Trang 9– hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng
– hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền
− Công suất tính toán
Dựa vào công thức 5.3 tr 81 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1
Trịnh Chất- Lê Văn Uyển
Trong đó:
, lần lượt là công suất tính toán, công suất cần truyền và công suất cho phép, kW
– hệ số số răng
– hệ số số vòng quay
Dựa vào bảng 5.5 tr 81 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 Trịnh
Chất- Lê Văn Uyển, ta có:
Bước xích
p,mm Đường kínhchốt , mm ống B, mmChiều dài
Công suất cho phép , kW, khi sốvòng quay đĩa nhỏ ,
200
Ta có:
Vậy điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được thỏa
Dựa vào bảng 5.8 tr 83 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 Trịnh
Chất- Lê Văn Uyển, ta có:
Đối với xích ống con lăn khi
Trang 10− Tính lại khoảng cách trục a theo theo số mắt xích chẵn :
Dựa vào công thức 5.13 tr 85 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 Trịnh Chất- Lê Văn Uyển
Trang 11Dựa vào công thức 5.15 tr 85 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 Trịnh Chất- Lê Văn Uyển.
Trong đó:
tải trọng phá hỏng, N, tra theo bảng 5.2 hoặc 5.3 tr 78,79
hệ số tải trọng động; và 2.0 ứng với chế độ làm việc trung bình, nặng, với tảitrọng mở máy bằng 150,200 và 300% so với tải trọng danh nghĩa; ở đây ta chọn
lực vòng, N ;
lực căng do lực ly tâm sinh ra, N; tính theo công thức , với q là khối lượng một mét xích, cho trong bảng 5.2 hoặc 5.3 tr 78,79 phụ lục loại xích và bước xích,
(N)
lực căng do trọng lực nhánh xích bị động sinh ra, N, tính theo công thức 5.16
tr 85 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 Trịnh Chất- Lê Văn Uyển
Với khoảng cách trục, m; hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền, với bộ truyền thẳng đứng
2.4. Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục.
2.4.1. Xác định các thông số của đĩa xích.
− Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định theo công thức 5.17 tr 86
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 Trịnh Chất- Lê Văn Uyển
Trang 12− Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích dẫn và bị dẫn:
(mm)
(mm)
− Đường kính vòng đáy răng:
Với (mm) lấy trong bảng 5.2 tr 78
(mm)
(mm)
− Ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện
Công thức 5.18 tr 87 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 Trịnh Chất- Lê Văn Uyển
hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy; ( xích 1 dãy)
hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc Z
Trang 13Tra bảng 5.11 tr 86 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 Trịnh Chất- Lê Văn Uyển
hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy; ( xích 1 dãy)
hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc Z
0.22
(Mpa) = 600 (Mpa)
Thỏa điều kiện bài toán
Như vậy dùng thép 45, tôi cải thiện, độ rắn bề mặt HB210
Trang 15PHẦN III :TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
3.1. Tính toán cấp chậm thứ nhất (bánh răng nghiêng).
3.1.1. Chọn vật liệu.
−Nguyên tắc chọn vật liệu để thiết kế bộ truyền bánh răng cho hộp giảm tốc là chọn vật liệu đảm bảo cho răng không bị gãy do quá tải dột ngột dưới tác dụngcủa tải trọng va đập , răng không bị tróc vì mỏi do ứng suất tiếp thay đổi gay ra
−Thép nhiệt luyện la loại vật liệu chủ yếu để chế tạo bánh răng
−Đối với bộ truyền chịu tải trọng nhỏ và trung bình có thể dùng thép tôi cải thiện ,thép thường hóa để chế tạo bánh răng.độ rắn bề mật răng HB nhỏ hơn 350
−Đối với các bộ truyền chịu tải trọng lớn và yêu cầu kích thước nhỏ gọn thì dùng thép cacbon hoặc thép hợp kim nhiệt luyện để đạt dộ rắn bề mặt HB lờn hơn 350
−Dựa vào sơ đồ tải trọng và điều kiện làm việc của bộ truyền không phải làm việc dưới tải trọng lớn và cũng không có điều kiện gì đặc biệt ta tiến hành chọn vậtliệu theo các hàm mục tiêu sau :
−Bền đều
−Kích thước nhỏ nhất
−Giá thành rẻ nhất
−Thuận lợi cho việc gia công cơ khí
−Từ những điều kiện trên ta chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn như sau :
Bánh nhỏ: , ,
Bánh lớn: , ,
3.1.2. Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép.
3.1.2.1. Ứng xuất mỏi tiếp xúc cho phép
Công thức 6.1a tr 93 TL1
Trong đó:
ứng suất tiếp xúc cho phép
ứng xuất tiếp xúc cho phép, trị số tra trong bảng 6.2
Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với số chu kì cở sơ bánh nhỏ
Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở bánh lớn
hệ số an toàn, tra bảng 6.2 trang 94 , ta chọn
hệ số tuổi thọ phụ thuộc vào , , ,
Trang 16bậc của đường công mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.
Trong trường hợp này và vì độ cứng mặt răng HB < 350
- số chu kì làm việc tương đương của đường mỏi tiếp xúc
số lần ăn khớp, ở trường hợp này
Momen xoán lớn nhất trong các mo men
Momen xoắn ở chế độ làm việc thứ i
Thời gian làm việc tính bằng giờ
− Số chu kì làm việc tương đương bánh chủ động
− Số chu kì làm việc tương đương bánh bị động
số chu kì làm việc tương đương của đường Công mỏi uốn
− Số chu kì làm việc tương đương bánh chủ động
− Số chu kì làm việc tương đương bánh bị động
số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc
− Số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc của bánh nhỏ
− Số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc của bánh nhỏ
số chy kì làm việc của đường mỏi uốn đối với tất cả các loại thép thì:
Vì
Vậy:
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
Vậy:
1,25
Trang 17Vậy thỏa yêu cầu ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải.
3.1.2.2. Ứng suất mỏi uốn cho phép
Răng làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động) nên ứng suất uốn được tính theo Công thức 6.2a/93 sau:
Trong đó:
hệ số tuổi thọ đã tính ở trên
Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi Ở đây quay một chiều nên
Hệ số an toàn tra bảng 6.2 trang 94 , ta chọn
giới hạn mỏi tra bảng 6.2 trang 94 , ta được:
Thay các thông số vào Công thức, ta được:
Theo tiêu chuẩn ta chọn
3.1.5. Xác định các thông số ăn khớp.
3.1.5.1. Mô đun bánh răng.
Công thức 6.17 tr 97 TL1
Trang 18Chọn
3.1.5.2. Xác định số răng của bánh răng nghiêng.
− Chọn trước đối với răng nghiêng
− Tỉ số truyền sau khi chọn răng
Vậy số cặp bánh răng được thỏa
− Tính lại góc
Công thức 6.32 tr 103.TL1
Với
Vậy thỏa điều kiện
3.1.6. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.
Trang 19• hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
với Với là hệ số trùng khớp ngang, có thể tính gần đúng theo công thức 6.38b tr 105.TL1
Thay vào ta được:
• hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, công thức 6.39 tr 106 TL1
Ta chọn:
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng, tra bảng 6.7 tr 98
hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp, , đối với bánh răng nghiêng tra bảng 6.14 tr 107 TL1
Trị số cấp chính xác ( phụ thuộc vào việc tra các hệ số và ) có thể tra ở bảng 6.13 tr 106.TL 1 Phụ thuộc vào vận tốc vòng theo công thức 6.40 tr 106.TL1
(,Với đường kính vòng lăn: (mm)
(,
Với theo bảng 6.13 tr 106 TL 1, bánh răng trụ răng nghiêng Chọn cấp chính xác cấp 9 và
hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tra bảng
6.15 tr 107 TL1 ( hoặc có thể tra trực tiếp từ bảng P2.3, Phụ lục 1.TL1 )
Trong đó:
( công thức 6.42 tr 107 TL1)
hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 tr 107 TL1
hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 tra bảng 6.16 tr 107.TL1
Từ đó:
Trang 20Vậy ứng suất tiếp xúc là:
Vì 4 thì ta có thể giữ nguyên các kết quả tính toán và chỉ cần tính lại chiều rộng vành răng ( suy ra từ 6.33)
(mm)Chọn (mm)
3.1.7. Tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn.
Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho
phép
Trong đó:
• hệ số kể đến sự trùng khớp của của răng
• hệ số kể đến độ nghiêng của răng
• , hệ số dạng răng của bánh răng chủ động và bị động
Số răng tương đương:
Vậy theo bảng 6.18 ta được:
và ứng với hệ số dịch chỉnh
• hệ số tải trọng khi tính về uốn
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng6.7, tr 98 TL1 hoặc tra trực tiếp từ bảng P2.3 phụ lục TL1
Ta chọn:
hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớpkhi tính về uốn, với bánh răng nghiêng Tra bảng 6.14 tr, ta chọn:
Trang 21hê số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn.Với:
Trong đó, hệ số và tra bảng 6.15 và 6.16
, ,
Vậy:
) (MPa)
− Ứng suất uốn cho phép chính xác:
Trong đó:
+ Ứng suất uốn cho phép, công thức 6.2a tr 93 TL1
• Giới hạn bền mỏi được tính theo công thức:
Giới hạn bền mỏi của bánh dẫn: (MPa)
Giới hạn bền mỏi của bánh dẫn: (MPa)
• hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải,
• hệ số tuổi thọ
Ở đây, số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn đối với thép
số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Công thức 6.8 tr 93 TL1
Trong đó, , lần lượt là mômen xoán,số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế
độ i của bánh răng đang xét
Trang 22c là số lần ăn khớp trong một vòng quay,
+ hệ số xét đến ảnh hưởng của mặt nhám mặt lượn chân răng,
+ hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
(mm)
− hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn,
( vì )
( thoản mãn điều kiện)
( thoản mãn điều kiện)
Vậy cặp bánh răng thỏa độ bền uốn
3.1.8. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
− Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép, công thức 6.48 tr 110 TL1
Trong đó:
xác định theo (6.33 tr 105) và theo (6.13 tr 95) TL1
,
(MPa)
Trang 23Thỏa mãn điều kiện bài toán.
− Để phòng ngừa biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứngsuất cực đại Công thức 6.49 tr 110 TL1
Trang 24Công thức 10.1 tr 184 TL1.
(N)
− Lực dọc trục trên bánh răng lớn:
(N)
Các thông số của bộ truyền cấp chậm:
Trang 25( răng)( răng)
Trang 26(Theo công thức 6.36 tr 109 TL1
Điều kiện bài toán được thỏa mãn
3.3.4. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
− Đường kính đỉnh răng ( ăn khớp ngoài): (mm) (mm)
− Đường kính đáy răng:
(mm)
Trang 28Lực hướng tâm trên bánh răng lớn 209 N
Trang 29PHẦN IV: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ TRỤC
Và chiều dài ổ tương ứng là: , ,
4.2.2.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.
Dựa vào công thức 10.10 tr 189 TL1
Chiều dài mayơ đĩa xích và mayơ bánh răng trụ:
Dựa vào công thức 10.13 tr 189 TL1
Chiều dài mayơ nửa khớp nối là:
( nối trục đàn hồi)
Theo bảng 10.4 tr 191 TL1
Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp đồng trục