ĐỒ án môn học CHI TIẾT máy TÍNH TOÁN ĐỘNG học hệ dẫn ĐỘNG cơ KHÍ

Chọn công suất động cơ Công suất trên trục động cơ điện là Pctvà được tính theo công thức : Pct = trong đó : Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác kw là hiệu suất truyền của

BỘ GIAO THÔNG VẬN TẢI TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ GIAO THÔNG VẬN TẢI

KHOA CƠ KHÍ - -

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Mục lục

1.1 Tính chọn động cơ điện6

1.1.1 Chọn kiểu loại đông cơ 6

1.1.2 Chọn công suất động cơ 6

1.1.3 Chọn tốc độ đồng bộ của đông cơ 7

1.1.4 Chọn đông cơ thực tế 8

1.2 Phân phối tỷ số truyền 8

1.2.1.Tỉ số truyền bên trong hộp giảm tốc 8

1.2.2.Tính tỉ số truyền bên ngoài hộp giảm tốc8

1.3 Tính toán thông số trên các trục 8

1.3.1 Tính công suất trên các trục 9

2.1.9 Các thông số của bộ truyền xích :15

2.2.Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh 16

2.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm 23

2.4 Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho hôp giảm tốc 29

3.3.3 Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu: 60

3.3.4 Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt: 60

4.3 Bôi trơn cho hộp giảm tốc 69

4.3.1 Bôi trơn trong hộp giảm tốc 69

4.3.2 Bôi trơn ngoài hộp giảm tốc 69

4.4 Xác định chế độ lắp trong hộp 69

Tài liệu tham khảo: 72

LỜI NÓI ĐẦU

_Đồ án môn học chi tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên nghành

cơ khí nói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp về công nghệ cơ khí, chế tạomáy Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học, nghiêncứu và làm quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí hiệnnay

Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho

chúng em được tiếp xúc và làm quen với việc nghiên cứu : “ thiết kế hệ thống dẫn động băng tải” 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, songbài làm của em không thể tránh khỏi những sai sót Em rất mong nhận được sựđóng góp ý kiến của thầy cô, giúp em có được những kiến thức thật cần thiết đểsau này ra trường có thể ứng dụng trong công việc cụ thể của sản xuất

Em xin chân thành cảm ơn !

Giáo viên hướng dẫn Sinh viên thực hiện

Th.s Trần Văn Hiếu

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Băng tải : D= 340mmChế độ tải: T1 = T; T2 = 0,85T;

T3 = 0,65T

t1= 20s ; t2 = 40s ; t3 = 30s

CHƯƠNG 1:TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1.1 Tính chọn động cơ điện

1.1.1 Chọn kiểu loại đông cơ

Với hệ dẫn đông cơ khí (hệ dẫn động bang tải, xích tải, vít tải… dùng với các

hộp giảm tốc) nên sử dụng loại đông cơ điện xoay chiều 3 pha roto lồng sóc

1.1.2 Chọn công suất động cơ

Công suất trên trục động cơ điện là Pctvà được tính theo công thức :

Pct =

trong đó : Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác (kw)

là hiệu suất truyền của cả toàn bộ hệ thốngCông suất làm việc khi tải trọng thay đổi theo bậc ta có :

Trong đó : P1 là công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài

trên trục máy công tác

+ Hiệu suất của bộ truyền xích (che kín):

+ Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (được che kín) :

+ Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn: η ol =0,99

+Hiệu suất của khớp nối trục

Vậy ta tính đươc hiệu suất của toàn bộ hệ thống η theo công thức :

=> Pct = = 7.78 (kw)

1.1.3 Chọn tốc độ đồng bộ của đông cơc0

+Tra bảng 2.4 ( trang 21) để chọn tỉ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ,từ đó tính số vòng quay đồng bộ dựa vào số vòng quay của máy công tác:

Truyền động xích thì ux =2 5

tỉ số truyền toàn bộ của hệ thống được tính theo công thức:

Với truyền động xích :ut= ux UHGT=3 10 = 30

trong đó :

+ uX là tỉ số truyền của truyền động xích và ta chọn ux= 3

+ uHGT là tỉ số truyền bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp và ta chọn uHGT= 10+Gọi nlv là số vòng quay của trục máy công tác (trục tang quay hoặc đĩa xích tải) và được tính theo công thức:

nlv = =101,11 (vòng/phút)

trong đó: v- vận tốc băng tải hoặc xích tải, m/s;

D-đường kính tang quay, mm;

+Chọn số truyền chung sơ bộ :

Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ( nsb) là:

nsb= nlv.ut

nsb = 101,11 30 =3033,3 (vòng/phút)

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ =3000 vòng/phút

1.1.4 Chọn đông cơ thực tế

Với điều kiện chọn động cơ là :

Dựa vào bảng P1.3.các thông số kỹ thuật của động cơ 4A với = 7,78(kw) và

=3000 (vòng/phút) ta dùng động cơ 4A112M2Y3 có =7,5 kW ,

=2922 (vg/ph) và

1.2 Phân phối tỷ số truyền

1.2.1.Tỉ số truyền bên trong hộp giảm tốc

- Tỉ số truyền chung của hệ thống truyền động được tính theo công thức (Theo 3.23 trang 48) Tài Liệu1 ta có :

ut = = = 28,89

-Tính tỉ số truyền cấp nhanh (u1)và tỉ số truyền cấp chậm (u2) :

+ Tỉ số truyền của hộp giảm tốc(uh) tính theo công thức :

UHGT= = = 9.63

-Với hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ:

=u1 u2 (1)

-Đối với hộp giảm tốc đồng trục ta có:

u1= u2= = = 3,103 (2) ( theo công thức 3.14 trang 42 sách hướng dẫn tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)

1.2.2.Tính tỉ số truyền bên ngoài hộp giảm tốc

Tính lại Uxtheo u1, u2:

Ux=

1.3 Tính toán thông số trên các trục

1.3.1 Tính công suất trên các trục

Plv = Ptd = 6,699 kW

kw

1.3.2 Tính số vòng quay trên các trục

(vòng/phút) (vòng/phút)

tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống con lăn.Xích ống con lăn có ưu điểm là: độ bền mòn của xích ống con lăn cao hơn xích ống, chế tạo nó không phức tạp; do đó,

nó được dùng rất rộng rãi trong kĩ thuật

Để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích ta có:

Pt= P.k.kn .kz [P].(công thức 5.3 theo tài liệu 'tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí')

Với + P : Là công suất cần truyền qua bộ truyền xích.P= P3=6,43 KW

+ Pt: là công suất toán (kw)

+[P]: là công suất cho phép(kw)

+kn:Làhệ số vòng quay Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ là:

n01=400 (vòng/phút) kn=n01/n1=400/ 303,4= 1,318

+kz:Làhệ số răng : kz =

+k = kđ.k0.ka.kđc.kbt.kc; trong đó:

k đ: hệ số tải trọng động Đề bài cho tải trọng va đập êm, nên ta chọn kđ = 1

k 0 : hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền.Do đường nối tâm cácđĩa xích trùng với phương ngang Nên k0 = 1

k a: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;chọn

a = (30 50).p; suy ra ka = 1.Chọn a = 40

k đc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích Do điều chỉnh bằng mộttrong cácđĩa xích Nên kđc = 1

k bt:hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn Vì môi trường làm việc có bụi, bôi trơn

đạt yêu cầu nên chọn k bt=1,3

k c : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 (làm việc 2 ca)

công suất cho phép : [P]=19 kW.

Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt [P]=19 kW

Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p  pmax

2 1.5 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích

Khoảng cách trục sơ bộ: a=40.p=40.25,4=1016mm

Theo công thức 5.12 (tài liêu tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí') số mắt xích:

Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14):

i =  imax=30(bảng 5.9 theo tài liệu' tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí')

Fv :lực căng do lực li tâm gây ra: Fv = q1.v2= 2,6 2,952 = 22,6N

F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :

[H1 ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép

Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện sẽ đạt được độ rắn HB=210 ta có [H1]=600Mpa

Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.318,2.25,43.1 = 6,8N

Hệ số tải trọng động : Kđ=1,2(bảng 5.6)

kđ=1(sử dụng 1 dãy xích)

Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,432(vì Z1 =24)

Diện tích bản lề : A = 180 mm2 (tra bảng (5.12)với p=25,4 mm, xích ống con lăn một dãy)

Mô dun đàn hồi: E = 2E1E2/(E1+E2) = 2,1.105(Mpa ) do E1=E2=2,1.105 , cả 2 đĩa xích đều làm bằng thép.

=516,4(MPa)

H1<[H] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc :

Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc

vật liệu đĩa xích - Thép C45 (tôi cải thiện)

đường kính vòng chia đĩa xích lớn d 2 558 mm

Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240 có

Do tốc độ quay và cường độ làm việc nhỏ hơn bánh nhỏ nên chọn độ rắn bánhlớn thấp hơn 10-15 Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB2 = 235

2.2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Theo bảng 6-2/94[TL1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180 350 ta có:

mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn

Do chọn độ rắn mặt răng HB<350 nên mH=6;mF=6

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE, NHF được tính theo côngthức 6-7/93[TL1]; 6-8/93[TL1]:

Với Ti : là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

ni : là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

ti : tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

c : số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

Tính bánh răng bị động:

NHE2> NHo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KHL2 = 1;

Lấy NHE2 = NHo2

NFE2> NFo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KFL2 = 1, tương tự:

KFL1 =1Tính bánh răng chủ động:

NHE1> NHE2 >NHo1

NFE1> NFE2 > NFo1Nên lấy hệ số tuổi thọ KHL1 = 1; KFL1 = 1Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:6-1/91[TL1] và 6-2/91[TL1]

Trong đó:

ZR :Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

ZV :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

( Độ rắn mặt răng HB < 350, ZV=0,85.v0,1)

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 vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF :Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn

KFC :Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều => KFC = 1

KHL; KFL :Hệ số tuổi thọ

SH ; SF : Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn

:Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Flim :Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Khi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.Ys.KxF = 1

K : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng:

Tra bảng 6-5/96[TL1] ta được

T1: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1=22780

: Ứng suất tiếp xúc cho phép

Tỉ số truyền thực tế sẽ là:

Tính toán dịch chỉnh:

Theo 6-21/99[TL1]

mmVậy cần dịch chỉnh khoảng cách trục từ 102mm xuong:

aw1 = 95,2 mm làm tròn aw1 =95mmTính hệ số dịch chỉnh tâm theo 6-22/100[TL1]

Hệ số dịch chỉnh của bánh 2 là:

x2= xt-x1 =0,873 - 0,414 =0,459

Góc ăn khớp tw tính theo công thức 6-27/101[TL1]

oTheo 6-33/105[TL1]

Vậy độ bền tiếp xúc thỏa mãn điều kiện

2.2.5 Kiểm nghiệm độ bền uốn

Y : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

KxF -Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn KxF = 1 do

Như vậy độ bền uốn thỏa mãn

2.2.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Điều kiện về quá tải theo công thức 6-48/110[TL1] và 6-49/110[TL1]

với Kqt = Tmax/T = 2,2

= =370,53 =453,8 < =1260 Mpa

Vậy khả năng quá tải đạt yêu cầu

2.2.7 Thông số và kích thước bộ truyền:

ĐơnvịKhoảng cách trục chia a a=0,5.(d2 + d1 )=0,5m(z2 + z1)/cosβ 95 mm

Đường kính chia d d1=m.z1/cosβ

d2=m.z2/cosβ

42,8148

mmmmĐường kính lăn dw

dw1=2.aw/(u+1)

dw2= dw1.u

42,6147,4

mmmm

Đường kính đỉnh răng da

da1=d1+2(1+x1- )m

da2=d2+2(1+x2- )m

47,2152,5

mmmm

Đường kính đáy răng df

df1=d1 - ( 2,5 - 2x1)m

df2=d2 - ( 2,5 - 2x2)m

40,1145,5

mmmmĐường kính cơ sở db

db1=d1cosα

db2=d2cosα

42,1145,75

mmmm

RăngRăng

mmmmmm

2.3 Thiết kế bộ truyền ăn cấp chậm

Thông số đầu vào :

P2 = 6,7 (kW)

n2 = 941,66 (Vg/p)

;mH,mF: bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn

Do chọn độ rắn mặt răng HB<350 nên mH=6;mF=6

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE, NHF được tính theo côngthức 6-7/93[TL1]; 6-8/93[TL1]:

;

Với Ti : là moomen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

ni : là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

ti : tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

c : số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

Tính bánh răng bị động:

NHE2> NHo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KHL2 = 1;

Lấy NHE2 = NHo2

NFE2> NFo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KFL2 = 1, tương tự:

KFL1 =1Tính bánh răng chủ động:

NHE1> NHE2>NHo1

NFE1> NFE2 > NFo1Nên lấy hệ số tuổi thọ:KHL1 = 1; KFL1 = 1

Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:

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 vật liệu đối lập với tập trung ứng suất

KxF :Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn

KFC :Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều => KFC = 1

KHL; KFL : Hệ số tuổi thọ

SH ; SF : Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn

: Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Flim : Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Khi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.Ys.KxF = 1

Vậy ta có :

Thay số:

Bộ truyền cấp chậm là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên theo công thức 6-12 tacó

Ứng suất quá tải cho phép:

+T1: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T2=66353 (Nmm)

+ : Ứng suất tiếp xúc cho phép

+ u1 : Tỉ số truyền u2 = 3,46

+ bw là chiều rộng vành răng

=>Chọn

=> =0,53 .(u+1)=0,53.0,63.(3,4+1)=1,6

: Hệ số kể đến sự phân bố không đềi tải trọng trên chiều rộng vành răng khitính về tiếp xúc

Do đó:

Theo 6.24/100[TL1] hệ số tăng đỉnh răng:

Theo 6-25/100[TL1] tổng hệ số dịch chỉnh xt

xt= y+ y = 3,5 + 0,633= 4,133Theo 6-26/101[TL1] hệ số dịch chỉnh bánh 1:

Hệ số dịch chỉnh của bánh 2 là:

x2= xt-x1 =4,133- 1,1= 3,03Góc ăn khớp tw tính theo công thức 6-26/101[TL1]

Theo 6-40/106[TL1] v = = =2,188(m/s)

với

2.3.5 kiểm nghiệm độ bền uốn

 Như vậy độ bền uốn thỏa mãn

2.3.6 Kiểm nghiện răng về quá tải

Điều kiện về quá tải theo công thức 6-48/110[TL1] và 6-49/110[TL1]

với Kqt = Tmax/T = 1,5

590 MPa

=464MPa

=360MpaVậy khả năng quá tải đạt yêu cầu

2.3.7 Thông số và kích thước bộ truyền

ĐơnvịKhoảng cách trục chia a a=0,5.(d2 + d1 )=0,5m(z2 + z1)/cosβ 98 mm

Đường kính chia d d1=m.z1/cosβ

d2=m.z2/cosβ

44152

mmmmĐường kính lăn dw

dw1=2.aw/(u+1)

dw2= dw1.u

44,4153,6

mmmm

Đường kính đỉnh răng da

da1=d1+2(1+x1- )m

da2=d2+2(1+x2- )m

48.4162,2

mmmm

Đường kính đáy răng df

df1=d1 - ( 2,5 - 2x1)m

df2=d2 - ( 2,5 - 2x2)m

43,5157,34

mmmmĐường kính cơ sở db

db1=d1cosα

db2=d2cosα

41,3142,8

mmmm

Góc ăn khớp αtw αtw=arccos(a.cosαt/aw) 20 Độ

Số bánh răng z1

z2

2897

RăngRăng

mmmmmm

Vật liệu chế tạo các trục I là thép 45 có σb = 600 MPa

Vật liệu chế tạo các trục II, III là thép 45 có σb = 600 MPa

Ứng suất xoắn cho phép: [τ] = 12 20 Mpa

Lấy dsb1= 25(mm)

Lấy dsb2= 35 (mm)

Lấy dsb3=45 (mm)Chọn sơ bộ đường kính trục là:

-Chọn d1sb=25mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b01=17mm

-Chọn d2sb=35mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b02=21mm

-Chọn d3sb=45mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b03=25mm

3.1.3.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Chiều dài mayơ bánh đai và mayơ bánh răng trụ được tính theo:

công thức 10-10/189[TL1]

lm = ( 1,2 1,5 ) dsbMayơ bánh răng 1 và bánh đai trên trục I

lm11 = lm1d = ( 1,2 1,5 ) 25 = 30 37,5 (mm)

Chọn l m1d = 34 mm

Để đảm bảo chiều dài mayơ với chiều rộng BR

Chọn lm11 = 35 mmMayơ bánh răng 2 và bánh răng 3 trên trục II

lm22 = lm23 = ( 1,2 1,5 ) 35 = 42 52 (mm)Chọn lm22 = lm23 = 50 mm

Mayơ bánh răng 4 và khớp nối trên trục III

lm34 = lm3k = ( 1,2 1,5 ) 45 = 54 68(mm)

Chọn lm34 = lm3k = 65 mmChiều rộng các khoảng cách khác được tra trong bảng 10-3/189[TL1]:

Chọn k1 = 10 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành

trong của hộpChọn k2 = 10 Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộpChọn k3 = 15 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổChọn k4 = 10 Khoảng cách giữa các chi tiết quay

Chọn hn = 15 Chiều cao nắp ổ cà đầu bulông

3.1.4.Xác định chiều dài giữa các ổ.