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

Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học, nghiên cứu và làm quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí hiện nay.Trong chương trình đào tạo ch

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

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

1.3.1 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 Tính chọn khớp nối 59

3.3.1 Mô men xoắn cần truyền 59

3.3.2 Chọn vật liệu:60

3.3.3 Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu: 60

3.3.4 Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt: 60

4.3.1 Bôi trơn trong hộp giảm tốc 69

4.3.2 Bôi trơn ngoài hộp giảm tốc 69

Tài liệu tham khảo: 72

máy Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học, nghiên cứu và làm quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí hiện nay.

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, song bài làm của em không thể tránh khỏi những sai sót Em rất mong nhận được sự đóng góp ý kiến của thầy cô, giúp em có được những kiến thức thật cần thiết để sau 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

Băng tải : D= 340mm Chế 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 :

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

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

Trong đó : P 1 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 u x =2 5

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

Với truyền động xích :u t = u x U HGT =3 10 = 30 trong đó :

+ uX là tỉ số truyền của truyền động xích và ta chọn u x = 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:

n sb = n lv u t

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 :

u t = = = 28,89 -Tính tỉ số truyền cấp nhanh (u 1 )và tỉ số truyền cấp chậm (u 2 ) : + 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 U x theo u 1 , u 2 :

U x =

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)

1.3.4 Lập bảng kết quả

Bảng thông số

Trục Thông số ĐỘNG CƠ I II III

Tỷ số truyền 1 3,03 3.03

Công suất(kw) 7,3 6,97 6,7 6,43

Số vòng quay(vòng/phút) 2922 2922 941,66 303,4 Momen T (Nmm) 23859 22780 66353 192981

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.

2.1.3 Chọn số răng đĩa xích

Ta có công thức z1= 29 - 2u ( trang 80 tài liệu 'tính toàn hệ dẫn động cơ khí'), ta có: z 1 = 29 - 2u = 29 - 2.3 = 23 ≥ 19 => z 1 = 23

z2 = u z1 = 3.23 = 69 ≤ zmax = 120 => z2 = 69 2.1.4 Xác định bước xích

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.

+ P t : là công suất toán (kw) +[P]: là công suất cho phép(kw)

n01=400 (vòng/phút) kn=n01/n1=400/ 303,4= 1,318 +kz :Làhệ số răng : k z =

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

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

 k = 1 1 1 1 1,3 1,25 = 1,625 Như vậy ta có : Pt = P.k.kn kz= 6,43.1,625.1,318.1,08=14,87 kW

Tra bảng 5.5 (tài liệu'tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí'), với Pt=14,87 (kw)

≤[P] và n01=400(vòng/phút).chọn bộ truyền xích một dãy có:

bước xích : p = 25,4 mm ; đường kính chốt : dc=7,95mm ; chiều dài ống : B=22,61 mm ; 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:

x =2.a/p + (z 1 + z 2 )/2 + (z 2 - z 1 ) 2 p/(4 2 a)

Lấy số mắt xích chẵn : X c =132 Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13(tài liêu tính toán thiết kế hệ dẫn

động cơ khí'): 83,4

a * =

Để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng

a = 0,003 a * = 0,003 1076=3,228 mm Vậy lấy khoảng cách trục : a = a * - a= 1016– 3,093 =1072,9 (mm).

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')

Đường kính vòng chân đĩa xích:

df1 = d1- 2r = 186,5 – 2.8,03 = 170,4 (mm) df2 = d2- 2r =558 - 2.8,03 = 542 (mm) -Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:

Lực va đập : Fvd = 13.10 -7 n1.p 3 m = 13.10 -7 318,2.25,4 3 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 mm 2 (tra bảng (5.12)với p=25,4 mm, xích ống con lăn một dãy)

Mô dun đàn hồi: E = 2E 1 E 2 /(E 1 +E 2 ) = 2,1.10 5 (Mpa ) do E 1 =E 2 =2,1.10 5 , 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

2.1.8 Xác định lực tác dụng lên trục

Theo công thức (5.20):

Fr = kx.Ft; trong đó:

k x :hệ số xét đến tải trọng của xích kx= 1,15 - do bộ truyền năm ngang );

=0.

*) Bảng thông số bộ truyền xích

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

đường kính vòng chia đĩa xích lớn d 2 558 mm

Do tốc độ quay và cường độ làm việc nhỏ hơn bánh nhỏ nên chọn độ rắn bánh lớn thấp hơn 10-15 Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB 2 = 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:

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB 1 = 250 Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB2 = 235

;

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 N HE, NHF được tính theo công thức 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:

N HE2 > N Ho2 do đó lấy hệ số tuổi thọ K HL2 = 1;

Lấy NHE2 = NHo2

N FE2 > N Fo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ K FL2 = 1, tương tự:

KFL1 =1 Tính bánh răng chủ động:

NHE1> NHE2 > NHo1

N FE1 > N FE2 > N Fo1 Nên lấy hệ số tuổi thọ KHL1 = 1; KFL1 = 1 Ứng 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:

Z R :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, Z V =0,85.v 0,1 )

K xH :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

Y s :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.

K FC :Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều => K FC = 1 KHL; KFL :Hệ số tuổi thọ

S H ; S F : 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:

Theo công thức 6-15a/96[TL1]

Trong đó

aw : khoảng cách trục

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

Theo công thức 6-17[TL1] ta có mô đun bánh răng m=(0,01 0,02).a w = 2,04

1,02-Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 1,6 Chọn sơ bộ góc nghiêng β=0 o

Tỉ số truyền thực tế sẽ là:

Tính toán dịch chỉnh:

Theo 6-21/99[TL1]

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

aw1 = 95,2 mm làm tròn aw1 =95mm Tính 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]

o T heo 6-33/105[TL1]

Trong đó:

ZM :Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số ZM tra trong bảng 6-5/96[TL1]

Z H :Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc với βb là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.

Theo 6-40/106[TL1] v = = =6,5(m/s) với

Theo bảng 6-13/106[TL1] chọn cấp chính xác 8 Theo bảng 6-15/107[TL1] và 6-16/107[TL1]

2.2.5 Kiểm nghiệm độ bền uốn

Với =1,72 là hệ số trùng khớp ngang

Y : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

KFβ = 1,12(Tra bảng 6-7/98[TL1] với =0,7) Theo bảng 6.14/107[TL1] chọn KF = 1,27 KFV = 1 + với

( bánh răng phay )

K xF -Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn K xF = 1 do da<400

= = =252.1.1,047.1=264(MPa)

=

= =236,6.1.1,047.1=247,7(MPa) Thay vào 6.43 ta có

= = = 120< =265 MPa = = 120 =116,05 (MPa)< =247,7 MPa

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:

Đơn vị Khoảng cách trục chia a a=0,5.(d 2 + d 1 )=0,5m(z 2 + z 1 )/cosβ 95 mm

Đường kính chia d d 1 =m.z 1 /cosβ

d2=m.z2/cosβ

42,8 148

mm mm Đường kính lăn dw dw1=2.aw/(u+1)

d w2 = d w1 u

42,6 147,4

mm mm

Đường kính đỉnh răng da d a1 =d 1 +2(1+x 1 - )m

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

47,2 152,5

mm mm

Đường kính đáy răng df df1=d1 - ( 2,5 - 2x1)m

d f2 =d 2 - ( 2,5 - 2x 2 )m

40,1 145,5

mm mm Đường kính cơ sở db db1=d1cosα

db2=d2cosα

42,1 145,75

mm mm

Răng Răng

Tổng hệ số dịch chỉnh

xt x1 x2

0,873 0,414 0,459

mm mm mm

2.3 Thiết kế bộ truyền ăn cấp chậm

Thông số đầu vào : P2 = 6,7 (kW)

n 2 = 941,66 (Vg/p)

U 2 = 3,46 T2 = 66353 (N.mm)

; 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 N HE , N HF được tính theo công thức 6-7/93[TL1]; 6-8/93[TL1]:

;

Với T i : 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.

t i : 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:

N HE2 > N Ho2 do đó lấy hệ số tuổi thọ K HL2 = 1;

Lấy NHE2 = NHo2

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

KFL1 =1 Tính bánh răng chủ động:

NHE1> NHE2>NHo1 NFE1> NFE2 > NFo1 Nên lấy hệ số tuổi thọ:KHL1 = 1; KFL1 = 1

Ứng 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.v 0,1 ) 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 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 Z R Z V K xH = 1 và Y R Y s K xF = 1 Vậy ta có :

Thay số:

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

Ứng suất quá tải cho phép:

2.3.2 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

+Theo công thức 6-15a/96[TL1]

Trong đó : khoảng cách trục +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 T2=66353 (Nmm) + : Ứng suất tiếp xúc cho phép

+ u1 : Tỉ số truyền u2 = 3,46 + b w 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 khi tính về tiếp xúc

= u2 = 28.3,46 =96,88 Lấy tròn z2= 97

Tỉ số truyền thực tế sẽ là:

=3,46 Tính hệ số dịch chỉnh tâm theo 6-22/100[TL1]

Theo 6-23/100[TL1]

Theo bảng 6.10a/101[TL1] ta có k x = 5,07

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= 4,133 Theo 6-26/101[TL1] hệ số dịch chỉnh bánh 1:

Hệ số dịch chỉnh của bánh 2 là:

x 2 = x t -x 1 =4,133- 1,1= 3,03 Góc ăn khớp  tw tính theo công thức 6-26/101[TL1]

β b = 17 o

 tw : Góc ăn khớp  tw =15 o

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

Theo bảng 6-13/106[TL1] chọn cấp chính xác 9 Theo bảng 6-15/107[TL1] và 6-16/107[TL1]