THUYET MINH Chi Tiết Máy phân đôi cấp chậm, dẫn động xích tải

Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng,2 cấp phân đôi, cấp chậm. Thuyết minh trình bày cụ thể cách tính toán, cách sử dụng công thức, giúp các bạn hiểu sâu hơn tất tần tật, bản vẽ thì liên hệ qua email cho mình nhé Nguyenngochung230995gmail.com mình sẽ giải đáp giúp các bạn về những thứ có trong bản vẽ và thuyết minh

TRƯỜNG CAO ĐẲNG CÔNG NGHỆ

Vận tốc xích tải V(m/s)

Số răng đĩa xích tải Z

Bước xích tải P (mm)

Thời gian phục vụ

h

l (giờ)

Số

ca làm việc Soca

Góc nghiêng đường nối tâm

bộ truyền ngoài

α( 0 )

Đặc tính làm việc

đập

Khối lượng thiết kế:

1/ Bản vẽ lắp hộp giảm tốc – khổ A0

2/ Bản vẽ chế tạo chi tiết – khổ A3

3/ 1 bản thuyết minh (kèm theo đĩa CD)

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nuớc Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ

sư cơ khí

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp noi, có thể nói nó dóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cung nhu sản xuất Ðối với các hệ thống truyền dộng thuờng gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu

Ðồ án thiết kế máy giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua dó ta có thể củng cố lại các kiến thức dã học trong các môn học nhu Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật…, và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế co khí Hộp giảm tốc

là một trong những bộ phận diển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết co bản nhu bánh rang, ổ lan,… Thêm vào dó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ nang vẽ AutoCad, diều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí

Em chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Lê Văn, đã giúp dỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện dồ án

Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là diều không thể tránh khỏi, em rất mong nhận duợc ý kiến từ thầy cô

Kính chúc quý thầy cô sức khỏe và hạnh phúc.

PHẦN A: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG:

I CHỌN ĐỘNG CƠ:

- Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ là giai đoạn đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy Trong trường hợp dùng hộp giảm tốc

và động cơ biệt lập thì việc chọn động cơ ảnh hưởng rất nhiều đến việc chọn và thiết

kế hộp giảm tốc và các bộ truyền ngoài hộp Trong công nghiệp thường sử dụng hai loại động cơ chính: động cơ một chiều và động cơ xoay chiều Mỗi loại động cơ có ưu nhược điểm khác nhau, tùy thuộc vào từng yêu cầu thiết kế khác nhau mà lựa chọn động cơ sao cho phù hợp.

- Với yêu cầu thiết kế hệ dẫn động xích tải đã cho, dựa vào đặc tính và phạm vi sử dụng của loại động cơ ta chọn động cơ ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc (còn gọi

là rô to ngắn mạch) vì nó các ưu điểm đó là: kết cấu đơn giản, giá thành tương đối hạ,

dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha mà không cần biến đổi dòng điện Tuy nhiên loại động cơ này vẫn có một số nhược điểm nhất định

sau: hiệu số và hệ số cosφ thấp hơn (so với đông cơ ba pha đồng bộ), không điều chỉnh

được tốc độ.

1 Xác định công suất động cơ:

- Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ , đảm bảo cho khi động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không được lớn hơn nhiệt độ cho phép

- Do vậy ta cần chọn động cơ theo tiêu chuẩn sau: P đm ≥ P đt

Trong đó:

P đm là công suất định mức của động cơ (kW)

P đt là công suất đẳng trị của động cơ (kW)

- Vì tải trọng trên hệ thống là tải trọng tĩnh nên ta có P đt =P yc

P yc là công suất yêu cầu trên trục động cơ (kW)

1

m br

n ol

2 Xác định số vòng quay đồng bộ của động cơ:

- Đường kính của đĩa xích tải :

π

z p

2

= br x

u

U br Tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền bánh răng.

U x Tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền xích.

Có các thông số kỹ thuật như sau:

Kiểu động cơ Công

suất (kW)

Vận tốc quay (vg/ph)

n dc là số vòng quay của động cơ đã chọn

n ct là số vòng quay trên trục công tác

U h : Tỉ số truyền của hộp giảm tốc.

U đ : Tỉ số truyền của bộ truyền đai.

- Chọn tỉ số truyền cho bộ truyền đai: u đ =2,8

2,208

,2

13,26

P =

đ I

P

η = 0 , 96

9 , 20

= 21,7 (kw)

nđc = nI.Uđ = 505,67.2,8 = 1470 (vg/ph)

Tđc = 9,55.10 6

đ đc

P

η = 9,55.106.1468

7 , 21

= 28818 (N.mm)Bảng số liệu tổng kết:

PHẦN II TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI

2.1 Chọn loại đai.

- Dựa vào đặc tính làm việc êm với vận tốc nhỏ ta chọn đai thường làm bằng

chất liệu đai vải cao su

2.2 Xác định thông số của bộ truyền.

- Dựa vào bảng 4.13 và dãy kích thước tiêu chuẩn ta chọn đường kính bánh đai

1

= 452 mm với : - ε= 0,01÷0,02 : hệ số trượt

- Với điều kiện 0,55(d1 +d2)+ h ≤ a ≤ 2(d1 +d2) chọn a= 1000 mm

- Chiều dài dây đai:

- Chiều dài dây đai L được xác định dựa theo khoảng cách trục a bởi CT:

L = 2a + ( ) ( )

a

d d d d

4 2

2 1 2 2

1 + + −

- Dựa vào bảng 4.13 ta chọn trị số tiêu chuẩn của chiều dài đai là L=3000 mm

- Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ

d 57 0 11

K P

1 0

1

α

Với: - P1: công suất trục bánh đai chủ động (P1=22 kW)

- Po: công suất cho phép, với v= 12,3 và d1= 160 mm chọn Po =2,34

- Kđ: hệ số tải trọng động theo bảng 4.7 ta chọn Kđ = 1,1

- Cα: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α 1

Cα= 1 − 0 , 0025(180 − α 1) = 0,985

- C1: hệ số ảnh hưởng đến chiều dài đai, theo bảng 4.16 chọn C1=1

- Cu: hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền, theo bảng 4.17 chọn Cu=1,135

- Cz: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không dều tải trọng, theo bảng 4.18 chọn Cz=0,95

2.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

- Lực căng trên 1 đai được xác định theo CT 4.19

Fo = 780 đ F v

Z C v

K P

1 , 1 22

=790,5 N

Ta có các thông số kĩ thuật chính của bộ truyền đai thang như trong bảng:

Đường kính ngoài bánh đai da(mm) 168,4

PHẦN III THIẾT KẾ BÁNH RĂNG 3.1: Chọn vật liệu.

Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng với:

+ Bánh răng nhỏ:

Thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB 241…285

Chọn độ cứng HB = 245

+ Tính ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở o

N / với mH là bậc của đường cong mỏi

• Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO = 30.HB2.4

3

max 1

1 với c ,ni,Ti,ti lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay,số vòng quay, mô men xoắn, tổng số giờ làm việc ở chế

độ i của bánh răng đang xét

NHE2 = 60.1.5055,69,67 ( ) 20000

8

5 , 4 72 , 0 8

6 , 2 68 ,

1

560 = (MPa)

[ ]2σH = 481 , 8

1 , 1

1

530 = (MPa)[ ]σH = [ ] [ ]

• Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NFO1 = NFO2 = 4.106

• Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương NFE1 = 60.c i n i t i

T

T

.

3

max 1

1

NHE2 = 60.1.5055,69,67 ( ) 20000

8

5 , 4 72 , 0 8

6 , 2 68 ,

• Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải KFC = 1 do tải đặt một phía

+ Hệ số an toàn khi tính về uốn SF = 1,75

75 , 1

1 1

441 = (MPa)[ ]σF 2 = 236 , 57

75 , 1

1 1

aw1 = Ka (u1 + 1) 3 [ ]

1

2 2

1

.

.

ba H

HB

u

K T

ψ σ

, 481

05 , 1 77431

= 173,67 (mm)Lấy aw1 = 173 (mm)

u m

a w

= 2,5.(25.173,69+1)= 20,68Lấy Z1 = 21 (răng)

=

2

) 119 21 (

5 ,

=175 (mm) Lấy aw1 = 175

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

H

σ = ZM.ZH.Zε .

) (

) 1 (

2

2 1 1

1 1

w w

H

d u b

u K

+ Theo bảng (6.5) ta có hệ số kể đến cơ tính của vật liệu ZM = 274 (Mpa1/3)

cos 2

⇒ ZH =

) 2 , 21 2 sin(

1 2

1 1

z

z + ) = 1,88 – 3,2.(

109

1 18

1 + ) =1,67

⇒ Zε =

3

67 , 1

4 − = 0,88

+ Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH = K Hβ K HV.K Hα

• Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp K Hα= 1

• KHV = 1 +

α β

ν

H H

w w H

K K T

d b

2

.

u

a V

o H

δ

V =

60000

.d w1n1

π

=

60000

67 , 505 81 , 53 14 , 3

= 1,43 (m/s)Theo bảng (6.13) chọn cấp chính xác là 9

) 1 69 , 5 ( 1382 , 1 77431

= 412,27 (MPa)

• Tính lại ứng suất cho phép

[ ]σH = [ ]σH zv.zR.KxH

Với V = 1,75 (m/s), zv = 1; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Rz = 10…40 (

m

µ ),do đó zR = 0,95 ; với da <700 (mm), kxH = 1

⇒[ ]σH = 481,8.1.0,95.1 = 457,71 (MPa)

Ta có σH = 412,27 (MPa) < [ ]σH = 457,71 (MPa) ⇒ thỏa mãn

- Kiểm nghiệm răng về ứng suất uốn.

1

F

σ =

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

.

2

ν

F F

w w F

K K T

d b

2

u

a V

o F

+ Số răng tương đương

3 = 21

3 = 119theo bảng (6.18) ta được YF1 = 3,89

1

2 1

F

F F F

58 , 3

= 47,88 (MPa) < [ ]σF2 = 240,36 (MPa)

- Kiểm nghiệm răng về quá tải.

68 , 1

σ = σF2.K qt = 37,26 1,68 = 62,596 (MPa) < [σF2 max] = 360 (MPa)

- Các thông số khác của bộ truyền.

+ Đường kính vòng chia

d1 = cos β

.z1m

=

0 cos

21 5 , 2

= 52,5 (mm)

d2 = cos β

.z2m

=

0 cos

119 5 , 2

= 297,5 (mm)+ Đường kính đỉnh răng

+ Đường kính lăn

2 1 1

12 2. .d

Z Z

y d

119 21

5 , 0 2

+ .52,5 = 52,875 (mm)

2 1 2

24 2. .d

Z Z

y d

119 21

5 , 0 2

.

.

ba H

HB

u

K T

ψ σ

+ Mômen xoắn truyền trên trục bánh chủ động

, 495

12 , 1 5 , 217069

= 212 (mm)Lấy aw2 = 190 (mm)

u m

=

) 1 51 , 3 (

5 , 2

38 cos 190 2

+

o

= 30,8Lấy Z1 = 30 (răng)

Z2 = Z1 u2 = 30.3,51 = 105,3

2

) (

w

a

z z

=

212 2

) 105 30 ( 5 ,

) 1 (

2

2 2 2

2

w w

H

d u b

u K

cos 2

ở đây βb là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

20

tg

) = 24 , 79o b

β

⇒ =35 , 33o

⇒ ZH =

) 79 , 24 2 sin(

) 33 , 35 cos(

2

π

β

ψ = 0,3.212.

5 , 2 14 , 3

38 sin

1

= 0,839Trong dó hệ số trùng khớp ngang

1 1 2 , 3 88 , 1

1 2 , 3 88 ,

+ Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH = K Hβ K HV.K Hα

• Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp K Hα= 1,13

• KHV = 1 +

α β

ν

H H

w w H

K K T

d b

2

u

a V

o H

δ

V =

60000

.d w2 n2

60000

87 , 88 01 , 94 14 , 3

= 0,437(m/s)Theo bảng (6.13) chọn cấp chính xác là 9

) 1 51 , 3 (

213 , 1 5 , 217069

Ra = 2,5…1,25 (µm),do đó zR = 0,95 ; với da <700 (mm), kxH = 1

⇒[ ]σH = 495,45.1.0,95.1 = 470,67 (MPa)

Như vậy σH = 401,5 (MPa) < [ ]σH = 470,67 (Mpa) ⇒ Thỏa mãn

- Kiểm nghiệm răng về ứng suất uốn.

1

F

σ =

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

.

2

2

1 ε β 1

+ Hệ số tải trọng khi tính về uốn K F =K Fβ.K Fα.K FV

• Theo bảng (6.7), K Fβ = 1,24

• Theo bảng (6.14),với V < 2,5 (m/s) cấp chính xác là 9, K Fα = 1,37

KFV = 1 +

α β

ν

F F

w w F

K K T

d b

2

u

a V

o F

δ

⇒ νF = 0,006 73.0,517

51 , 3

98

3 = 214Theo bảng (6.18) ta được YF1 = 3,65 , YF2 = 3,6

65 , 3 75 , 0 71 , 0 489 , 1 5 , 217069

F

F F F

6 , 3

= 103,206 (MPa) < [ ]σF2 = 240,35 (MPa)

- Kiểm nghiệm răng về quá tải.

68 , 1

σ = σF2.K qt = 79,37 1,68 = 134,929 (MPa) < [σF2 max] = 360 (MPa)

- Các thông số khác của bộ truyền

+ Đường kính vòng chia d1 = cos β

.z1m

=

38 cos

30 5 , 2

= 95,17 (mm)

d2 = cos β

.z2m

=

38 cos

105 5 , 2

= 333,11 (mm)+ Đường kính đỉnh răng da1 = d1 + 2.m = 95,17 + 2 2,5 = 90,45 (mm)

23 2. .d

Z Z

y d

105 30

0 2

+ .85 = 95 (mm)

2 1 2

36 2. .d

Z Z

y d

105 30

7 , 0 2

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa có

- Độ cứng HB = 200

- Giới hạn bền σb = 850 (Mpa)

- Giới hạn chảy σch = 340 (MPa)

- Ứng suất xoắn cho phép [ ]τ = 15…30 (MPa) chọn [ ]τ = 20 (MPa)

4.2 Tính sơ bộ đường kính các trục.

- Đường kính trục I

Chọn [ ]τ = 15 (MPa)

d1 = 3 1[ ]

2 ,

T

= 3

15 2 , 0

77431

= 29,55 (mm)Lấy d1 = 30 (mm)

- Đường kính trục II

Chọn [ ]τ = 20 (MPa)

d2 = 3 2[ ]

2 ,

T

= 3

20 2 , 0

434139

= 47,70 (mm)Lấy d2 = 48 (mm)

- Đường kính trục III

Chọn [ ]τ = 30 (MPa)

d3 = 3 3[ ]

2 ,

T

= 3

30 2 , 0

1584123

= 64,15 (mm)Lấy d3 = 64 (mm)

Do lắp bánh đai lên đầu vào của trục I nên không cần quan tâm đến đường kính trục động cơ điện

4.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lưc.

- Theo bảng (10.2) ta chọn Chiều rộng ổ lăn là bo = 25 (mm)

- Chiều dài mayơ bánh đai và bánh răng

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành

trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết

Chiều cao lắp ổ và đầu bulông hn = 18

52 =

Bánh 2 là bánh chủ động do đó cb12 = 1

Trục 1 quay ngược chiều kim động hồ nên cq1 = 1

Bánh răng trụ răng thẳng nên hr12 = 0

Ft12 =

12 1

2

= 2978 (N) ⇒ Fx12 = 2626 1.1.2978 = 2978(N)

95 , 23

⇒ FY11 + FY12 + FlY10 + FlY11 = 0

Phương trình mô men : ∑M (A) = FY11 l12 + FY12 l13 - FlY11 l11 = 0

M d

σ

=[ ]σ - ứng suất cho phép của thép chế tạo trục tra bảng 10.5 ( TT-TKHDĐCK ) [ ]σ

⇒ = 67 (MPa)

+ Tại tiết diện A-A

1 3 [ ]1

1 ,

298917

= 34,46 (mm)+ Tại tiết diện D-D

1 3 [ ]1

1 ,

67057

= 21,55 (mm)+ Tại tiết diện C-C

1 3 [ ]1

1 ,

211180

= 31,58 (mm)Xuất phát từ các yêu càu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau :

d1D = 25 (mm)

d1A = 35 (mm)

d1C = 32 (mm)

d1B =25 (mm)

- Xác định then và kiểm nghiệm độ bền của then

Ta có đường kính vòng lăn bánh răng trụ răng thẳng chủ động là 47,035ma đường kính của trục một tại vị trí lắp bánh răng là 36 nên ta chọn chế tạo bánh răng đồng trục và không sử dung ghép then

-Xác định điều kiện bền dập: áp dụng công thức 9.1 ( TT-TKHDĐCK)

Với [ ]σd ứng suất dập cho phép: tra bảng 9.5 (TT-TKHDĐCK) [ ]σ =d 100 ( MPa)

+Tại tiết diện D-D

Với ltI1 = (0,8…0,9).lm11 = (0,8…0,9).36 = 28,8…32,4 chọn ltI1 = 30(mm)

⇒ σd =

) 5 8 (

30

35

77431 2

− = 49,16 ≤ [ ]σd = 100 (MPa)

(Thỏa mãn điều kiện)

+Tại tiết diện C-C

Với ltI2 = (0,8…0,9).lm12 = (0,8…0,9).45 = 36…40,5 chọn ltI2 = 38(mm)

⇒ σd =

) 5 8 (

38 32

77431 2

− = 42,45 ≤ [ ]σd = 100 (MPa)

(Thỏa mãn điều kiện)

- Xác định điều kiện bền cắt: áp dụng công thức 9.2 ( TT-TKHDĐCK)

[ ]τc ứng suất cắt cho phép [ ]τ =c 20 30 ( MPa)

1 =

=

I tI D C

b l d

T

τ = 7,37 (MPa) ≤[ ]τC = 40…60 (MPa)

(Thỏa mãn điều kiện)

+Tại tiết diện C-C

2.. . 322.77431.38.10

2 1

1 =

=

I tI C C

b l d

T

τ = 12,73 (MPa) ≤[ ]τC = 40…60 (MPa)

(Thỏa mãn điều kiện)

- Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

- Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

• [ ]s - hệ số an an toàn cho phép, thông thường [ ]S = 1,5…2,5

• sσj- hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng suất pháp tại tiết diện :

1 aj

σ− - giới hnaj mỏi uốn với chu kì đối xứng Vì vật liệu thép chế tạo trục ban đầu

chọn là thép 45 do vậy σ−1 = 0 , 436 σb= 0,436 850 = 371 (MPa)

,

σ σ - 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, do đó:

τ τ - biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j:

Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch dộng:

d

t d t b d W

1

2 1 1 1

3 1 1

2

) (

32

22 2

) 5 22 (

5 10 32

22 14 ,

I A

1

2

o

d

t d t b d W

1

2 1 1 1

3 1 1

2

) (

16

22 2

) 5 22 (

5 10 16

22 14 ,

3 3 − − 2 =1761,3 (mm3)

⇒

A o

I A

1 = τ = 2

1761 2

77431

= 21,98 (MPa)

x 1

dj

y

K K K

K

σ σ

dj

y

K K K

K

τ τ

K - hệ số tăng bề mặt của trục, phụ thộc vào tăng bề mặt cơ tính vật liệu

-Do không sử dụng phương pháp tăng bề mặt do vậy : K y= 1

Tra bảng 10.12 ( TT_TKHDĐCK) ta có:

-Sử dụng phương pháp gia công then bằng dao phay ngón, σ =b 850 ( MPa )

d

K

K K K

1

1

− +

01 , 2

− +

= 2,28

Y

X A

d

K

K K K

1

1

− +

88 , 1

− +

a A d A

K

S

1 1

1

1 1

.

σ

σ σ

a A d A

K

S

1 1

1

1 1

.

τ

τ τ

1 1 1

.

A A

A A A

S S

S S S

τ σ

τ σ

+

2

2 4 , 32 23

, 2

32 , 4 23 , 2

+ = 2,9 ≥[ ]S ( thỏa mãn điều kiện)

d

t d t b d

W

1

2 1 1 1

3 1 1

2

) (

32

= π

=

32 2

) 5 32 (

5 10 32

32 14 ,

3 3 − − 2 = 2645,8 (mm3) ⇒ σa1C = 2002512645,8 = 75,68(MPa)

Có ứng suất tiếp là :

C o

I C

1

2

=

= τ

τ