Đồ án Chi tiết máy: + Chọn Động cơ điện + Phân phối tỉ số truyền +Thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp Đồ án cung cấp kiến thức cơ bản về môn học Nguyên lý chi tiết máy hệ không chuyên. Có đề giúp bạn hiễu rõ hơn về vấn đề.
Trang 2I CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:
1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
Công suất trên trục động cơ điện
Gọi Pct: Công suất cần thiết trên trục động cơ
Pt công suất trên trục công tác
η : hiệu suất chung
Ta có công thức
Pt =
Ft V
1000 (kw) Ft=F=6600 (N) Lực vòng trên tải xích
.V=0,85 (m/s) Vận tốc xích tải
=> P t=6600.0,85
1000 =5,61 (kw) Công suất cần thiết trên trục động cơ
Pct =
Pt η
với η=η nt η ol3 η br η x
Trong đó theo bảng 2.3 trị số hiệu suất các loại bộ truyền và ổ
η nt = 1 : hiệu suất nối trục
η ol = 0,99 hiệu suất một cặp ổ lăn
η br =0,97 hiệu suất một cặp bánh răng trong hộp giảm tốc
η x = 0,93 hiệu suất bộ truyền xích
η=1 0,993.0,97 0,93 = 0.875 Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là:
Pct =
Pt
η ¿0,8755,61 =6,41 (kw) Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện :
Trang 3
Tốc độ quay của trục công tác tính theo công thức:
60000v
n
D
(v/ph) nsb:Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện
.nlv:Số vòng quay của máy công tác
.v=0,85 (m/s) vận tốc xích tải
.D= Đường kính tang tải (mm)
=> nlv = 60000.0,85π 240 =67,64(v/ph)
Tỉ số truyền của hệ thống
u=uh.un
Tra bảng 2.4 ta chọn
.uh=3 Tỉ số truyền của truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 1 cấp
.un=3 Tỉ số truyền động xích
=>u=3.3=9
=>nsb=9.67,64=609 (v/ph)
Tra bảng 1.3 với Pct=6,41 (kw) và nsb=609 (v/ph) Chọn động cơ 4A160S8Y3 có Pđc=7,5 (kw); nđc=730 (v/ph); cosφ=0,75; η=86%
2 PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Tỉ số truyền thực tế
u tt=n dc
n lv
Ta có utt = uh.u x
=>u br=¿ uh =u u tt
n
=10,8
Ta có uh = unh uch
mà unh = (1,2 ÷ 1,3 ) uch chọn unh =1,2 uch
Trang 4=> uch = √ u h
1,2 =√3,61,2√13,2931,2 =1,732 Tỉ số truyền cấp chậm
=> unh =1,2.1,732= 2,078 Tỉ số truyền cấp nhanh Kiểm tra tỉ số truyền
u’= unh.uch.un= 1,732.2,078.3= 10,79
∆u=utt- u’= 10,8-10,79 =0,01 Sai lệch trong khoảng cho phép(2%÷3%)
Số vòng quay của trục 1,2,3
n đc=730 (v/ph)
n1¿n dc
u nt=730 (vòng/phút)
n2¿ n1
u br=
730 3,6 =203 (vòng/phút) n3¿n2
u x=
203
3 =68 (vòng/phút) Công suất của trục 1,2,3
P III =P lv = 5,61 (kw)
P II =P x III =0,99 0,935,61 =6,09(kw)
P I = P
❑= 6,09 0,97 0,98=6,406(kw)
P đc= P
❑ = 6,406 10,99 =6,47 (kw)
Momen xoắn của các trục và động cơ
T i=9 ,55 106 P i
T đc =9,55.10
6
P đc
9,55 106.6,47
T1=¿ 9,55.106 P1
9,55.106.6,406
T2=¿ 9,55.106 P2
9,55.106.6,09
Trang 5T3=¿ 9,55.106 P3
9,55.106.5,61
Công suất P
(kw)
Số vòng quay
Momen xoắn
trục (Nmm)
Trang 6II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
1 Chọn loại xích
Vì tải trọng nhỏ và va đập nhẹ nên chọn xích con lăn
2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền
Với tỉ số truyền u=3 Chọn số răng đĩa xích dẫn z1 = 29-2u =29–2.3 =23
Số răng đĩa lớn (đĩa bị tải) z2 = u.z1=3.23=69 < zmax =120
- Công suất tính toán
Pt =p.k.kzkn Trong đó
P=6,1 kw
Kz = 25z 1= 2523= 1,09
Kn =
n01
n1
n 01
n 1 =
200
203 = 0,98 Với n01 = 200 (tra bảng 5.5)
n1 = 203 số vòng quay của xích tải Theo công thức 5.4 và bảng 5.6
K= k0.ka.kdc.kd.kc.kbt Trong đó
K0=1 đường nối 2 tâm đĩa xích so với phương ngang < 600 Ka=1 a nằm trong khoảng 30p< a< 50p ( chọn a =40p) Kdc=1 vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích Kd=1,35 tải trọng va đập nhẹ
Kc=1,25 bộ truyền làm việc 2 ca Kbt=1,3 môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn II Vậy k= 1,35.1,25.1,3= 2,19
=> Pt= 6,1.2,19.1,09.0,98=14,97 (kw)
Theo bảng (5-5) với n01=200 (v/ph) chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p=31,75 (mm).Thỏa mãn điều kiện mòn
Pt < [p] =19,3 (kw)
- khoảng cách trục a=40p=40.31,75=1270(mm)
- số mắt xích
Theo công thức 5.12
X= 2 a p + 12 ( z1+z2) + (z2-z1)2 p
4 π2 a
= 2.40 + 12 (23+69) + (69-23)2 p
4 π2 a =127,33
Trang 7Chọn x= 128
Tính lại khoảng cách trục
a = 0,25.p.{xc -0,5(z1+z2)+√[Xc−0,5 ( Z 1+Z 2)]2– 2¿ ¿} = 0,25.31,75.{128 -0,5.92+√[128−0,5.92]2– 2¿ ¿} = 1281 (mm)
- Để xích không chịu lực căng quá lớn khoảng cách trục a tính được cần giảm bớt 1 lượng
∆ a = (0,002÷0,004) a
Chọn ∆ a=0,004.a=0,004.1281=5 (mm)
Do đó a= 1281 -5 = 1276 (mm)
Số lần va đập của xích
Theo công thức 5.4
i =
z 1 n 1
15 x
z1 n1
23.203 15.128
25.109 15.132= 2,43< [i]= 35 (theo bảng 5.9)
3 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền
Theo công thức 5.15
S= Kd Ft + Fv + Fo Q Theo bảng 5.2 với p=31,75(mm)ta chọn tải trọng phá hủy Q= 88500(N)
Khối lượng 1m xích q= 3,8 Kg
Kd = 1,7 chế độ làm việc nặng
Ft: lực vòng
Ft= 1000 P V
Ta có v=
z1 p.n1
23.31,75,203
Ft=1000.6,12,47 = 2470 (N)
Fv : lực căng do lực ly tâm sinh ra
Fv= q.v2
= 3,8.2,472 = 23,18 (N)
Fo : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra
Fo= 9,81 Kf.q.a = 9,81 1.3,8.1,27=47,34 (N) Kf= 1 bộ truyền nằm ngang
=> S =1,7.2470+23,18+47,3488500 = 20,73
Trang 8Theo bảng 5.10 với n=200v/ph chọn [S]=8,5
S=20,73 > [s]= 8,5 Vậy bộ truyền xích đảm bảo độ bền
4 Đường kính đĩa xích
d1=
p
sin π
z 1
=
31,75 sin180 23
= 233,17 (mm) d2=
p
z 2
=
31,75 sin180 69
= 697,58 (mm)
da1= p(0,5+cotgz 1 π ) = 31,75(0,5+cotg18023 ) = 246,9 (mm)
da2 = p( 0,5+ cotgz 2 π ) = 31,75(0,5+cotg18069 ) = 712,73(mm) Với r = 0,5025 d1’+0,05 = 0,5025.19,05+0,05= 9,62 (mm)
Tra bảng 5.2 với p=31,75 ta chọn d1= 19,05
df1= d1-2r= 233,17 - 2.9,62= 213,93 (mm) df2= d2-2r= 712,73 - 2.9,62= 693,49 (mm) Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích
Theo công thức 5.18
0, 47
r
A k
®
¿ ¿] ứng suất tiếp súc cho phép MPa
Fvđ lực va đập trên 1 dãy xích (m=1 Số dãy xích)
Fvđ = 13.10−7 n1.p3.m = 13.10−7 203.31,753.1= 8,44 (N)
Kđ = 1 hệ số phân bố không đều tải trọng cho 1 dãy
Ft = 2470 (N)
E= 2,1 105 (MPa) Mođun đàn hồi
Kr= 0,42 Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích (z1=25)
A= 262 (mm2) Diện tích chiếu mặt tựa bản lề A
=> σ H = 0,47.√0,42(2470.1+8,44 ).2,1 105
Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc cho phép
¿ ¿] = 500 MPa đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1
Trang 95 Lực tác dụng lên trục
Theo công thức 5.20
Fr= Kx.Ft Trong đó
Kx= 1,15 hệ số kể đến trọng lượng xích khi bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc <400
Ft= 2470 (N)
=> Fr= 2470.1,15= 2840,5 (N) Các thông số của bộ xích răng
III THIẾT KẾ HỢP GIẢM TỐC
1 Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng
Bánh răng nhỏ : chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB241…285 có
σ b 1=850 MPa
σ ch1=580 MPa Bánh răng lớn : chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB192…240 có
σ b 2=750 MPa
σ ch2=450 MPa
2 Phân phối tỉ số truyền
uh= 3 unh=u1= 2,078 uch=u2=1,732
3 Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB180…350
σ HLim0 = 2HB + 70 ( MPa)
Trang 10sH= 1,1 hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc
σ FLim0 = 1,8 HB ( MPa) sF=1,75 hệ số an toàn khi tính về uốn
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 =245
Độ rắn bánh lớn HB2= 230
Khi đó
σ HLim 10 = 2HB1 + 70 =2.245+70= 560 (MPa)
σ HLim 20 = 2HB2 + 70 = 2.230+70=530 (MPa)
σ FLim 10 = 1,8 HB1= 1,8.245= 441 (MPa)
σ FLim 20 = 1,8 HB2= 1,8.230= 414 (MPa)
- Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
Nho1 = 30 HHB 1
2,4
=30.2452,4 = 1,62.107 Nho2 = 30 HHB 1
2,4
= 30.2302,4 = 1,39.107
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
NHE=60c ∑ ( T i
Tmax)3 t i
∑t i
NHE2=60.c
n1
u1.∑t i.∑ ( T i
Tmax)3 t i
∑t i ∑ti∑( Ti
Tmax¿¿)
3
ti
Trong đó
c=1 Số lần ăn khớp trong một vòng quay n=730 Số vòng quay trong một phút ti=5.300.2.8 Tổng số giờ làm việc =>NHE2=60.1.7302,078 5.300 2 8(13.0,7+0,83.0,3)
=> NHE2=43,18.107
Ta có
NHE2 > NHo2 do đó KHL2 =1
¿>¿N HE1 > N Ho1 K HL1 =1
- Ứng suất tiếp xúc cho phép
[σ H]1=
σ HLim1
s H k HL1
σ0HLim 1
σ H K HL1 = 560.11,1 =509 (MPa)
[σ H]2=
σ HLim2
s H k HL2 σ H 2
=
530.1 1,1 =481,8 (MPa)
Trang 11Theo sơ đồ hệ thống tải trọng ta có hệ thống bánh răng cấp nhanh sử dụng răng nghiêng
Theo 6.12
¿ ¿] =
[σ¿¿H 1]+[σ H 2]
509+481,8
2 = 495,4 (MPa)
¿ ¿] < 1,25 ¿ ¿ [σ H]2
Với hệ thống tải trọng : bánh răng cấp chậm sử dụng răng thẳng
Tương tự ta tính được NHE > NHo nên KHL=1
Do đó ¿ ¿] ‘ = ¿ ¿ [σ H]2 =481,8 (MPa)
Số chu kỳ thay đổi ứng suất
N FE =60c
∑ ( T i
Tmax)6.n i t i
N FE2 =60.c.
n 1 u1. ∑t i∑( T i
Tmax)6 t i
∑t i ∑ti∑( Ti
Tmax¿¿)
6
Ti¿ ¿
= 60.1. 730
2,078.5.300.2.8.(0,7+0,86.0,3¿ = 36,12.107 (N)
Vì NFE2=36,12 107> NFo =4.106 (N)
NFo =4.106 đối với tất cả các loại thép (số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi khử
về uốn)
Do đó: KFL2=KFL1=1
- Ứng suất tiếp xúc cho phép
Bộ truyền quay 1 chiều KFC=1
[σ¿¿F 0 ]= σ FLim
0
K FC K FL
[σ¿¿F 1]= σ FLim 1
0
K FC K FL1
S F ¿= 441.1 11,75 = 252 (MPa)
[σ¿¿F 2]= σ FLim 2
S F ¿= 414 1 11,75 =236,5 (MPa) Ứng suất quá tải cho phép
Theo công thức 6.10& 6.11
¿ ¿]max= 2,8 σ ch2 = 2,8.450 = 1260 (MPa)
[σ¿¿F 1] max¿ = 0,8 σ ch 1 = 0,8.580 = 464 (MPa)
[σ¿¿F 2] max¿ = 0,8 σ ch 2 = 0,8 450 = 360 (MPa)
4 Tính toán cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Trang 12Theo 6.15a
a w = Ka(u1+1)3
√ T1 K Hβ
[σ H]2 u1Ψ ba
Ka = 43 hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng & loại răng (răng nghiêng) T1= 87389 (Nmm) momen xoắn trên truc chủ động
¿ ¿] = 495,4 ứng suất tiếp xúc cho phép
K Hβ hệ số kể đến phân bố không điều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc
Theo bảng 6.7 ta có
K Hβ K βH= 1,12 Theo công thức 6.16
Ψ bd= 0,53 Ψ ba(u1+1)
Theo bảng 6.6
Ψ ba= 0,3 Bánh răng đối xứng với các ổ trong hộp giảm tốc
Ψ bd= 0,53 0,3.0,53(4,686+1) =0,9
a w = 43.(2,078+1).3
√2 495,487389 1,122.2,078 0,3 = 90,52 (mm) Lấy a w = 100 (mm)
Thông số ăn khớp
Mođun
m= (0,01÷ 0,02¿a w
= (0,01÷ 0,02¿.100 = (1÷ 2) (mm) Theo bảng 6.8 chọn mođun m=1,5
Chọn sơ bộ β=300
Số răng bánh nhỏ
Z1= a w m(u+1) 2 cos β=1,5.(2,078+1)2.100 0,866 =37,51 Lấy Z1=38
Số răng bánh lớn
Z2= u z1=2,078.38= 78,964 Chọn Z 2 =79
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là
um=7938 =2,0789 Theo công thức 6.18
Trang 13cos β= (z¿¿2 a 1+z2) m
w
¿=1,5.(38+79 )
β=31,273¿ β=28 o39' 29.92' '
4 Tính toán cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Theo 6.15a
a w = Ka(u1+1)3
√ T1 K Hβ
[σ H]2 u1Ψ ba
Ka = 43 hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng & loại răng (răng nghiêng) T1= 87389 (Nmm) momen xoắn trên truc chủ động
¿ ¿] = 495,4 ứng suất tiếp xúc cho phép
K Hβ hệ số kể đến phân bố không điều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc
Theo bảng 6.7 ta có
K Hβ K βH= 1,12 Theo công thức 6.16
Ψ bd= 0,53 Ψ ba(u1+1)
Theo bảng 6.6
Ψ ba= 0,3 Bánh răng đối xứng với các ổ trong hộp giảm tốc
Ψ bd= 0,53 0,3.0,53(4,686+1) =0,9
a w = 43.(2,078+1).3
√2 495,487389 1,122.2,078 0,3 = 90,52 (mm) Lấy a w = 100 (mm)
Thông số ăn khớp
Mođun
m= (0,01÷ 0,02¿a w
= (0,01÷ 0,02¿.100 = (1÷ 2) (mm) Theo bảng 6.8 chọn mođun m=2 (mm )
Chọn sơ bộ β=300
Số răng bánh nhỏ
Z1= a w m(u+1) 2 cos β=2.100.0,8662 (2,078+1) =28,13 Lấy Z1=28
Số răng bánh lớn
Z2= u z1=2,078.28=58,46
Trang 14Chọn Z 2 =59
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là
um=5928 =2,107 Theo công thức 6.18
cos β= (z¿¿2 a 1+z2) m
w
¿=2.(28+59 )
β=31,273¿ β=29,540=29o32' 28.9 ' '
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
σ H=¿ ZM.ZH.Zε √2 T1.K H(u+1)
b ω u d ω 12 < [σ¿¿H ]¿
Trong đó ZM= 274 MPa1 /3 hệ số ảnh hưởng đến tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp theo bảng 6.5
Theo công thức 6.34
ZH= √2 cos β b
sin 2 α tω
ZH hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
β b góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở
tg β = cos α t.tg β
Với α t, α tω tính theo công thức ở bảng 6.11
Đối với răng nghiêng không dịch chỉnh
α tω= α t= arctg( tg α
cosβ
)
Theo tiêu chuẩn TCVN1065-71 α=200
α t= α tω= arctg tg(200)
0,87 = 22,70
tg β b =cos(22,7 0
) tg(29,54 0)
β b= 27,6 0
ZH= √ 2.cos β b
sin(2α tω) =√2 cos(27,6 )
sin (2.22,7 ) =1,58
Hệ số trùng khớp dọc
ε β= b ω sin β
m π =0,3.100 sin (29,54 )
π 2 = 2,35>1
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Trang 15Zε= √ε1α
Mà ε α= [ 1,88- 3,2( z 11 + 1
z 2¿ ¿.cos β
= [ 1,88- 3,2.(281 +
1
59).0,87cos31016 ' 23 ' '= 1,734
Zε=√1,7341 = 0,76
- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ
d ω 1= 2.aω
(u¿¿m+1)¿=2,0789+12.100 =64,96
- Vận tốc vòng
V= π d w 1 n 1
60000 =π 64,96 73060000 =2,48 (m/s )
Với v=2,48 (m/s) tra bảng 6.13 ta được cấp chính xác là 9
Với v<2.5(m/s) chọn
K Hα =1,13 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
Theo công thức 6.42
VH = σ H.go.v.√aω u 1 Trong đó
động và bị động HB2 ≤ 350 HB¿
go=73 (Theo bảng6.16 trị số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng)
VH =0,002.73.2,48.√2,078100 = 2,5
Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K HV= 1+ 2.T V H b w d w 1
1 K Ha K Hβ
Trong đó
K Ha=¿¿1,13 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
K Hβ= 1,12 hệ số kể đến phân bố không điều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc
K HV= 1+2,5.0.3 100 64,96 22.86473.1,13 1,12 = 1,045
Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
Trang 16K H= K Hβ.K HV.K Ha
K H= 1,12.1,045.1,13=1,323
Thay các giá trị vừa tìm được vào σ H ta được
σ H=¿ Zm.ZH.Zε √2 T1.K H(u+1)
b ω u d ω 12
= 274.1,58.0,76.√2 86473 1,323 (2,078+1 )
2.0,3 100 2,078 64,962 = 380,67 (MPa) Xác định chính xác ứng suất tiếp cho phép
[σ¿¿H ]=[σ¿¿H ] Z V Z R K XH¿ ¿ = 495,4 0,9 1 = 445,86(MPa)
σ H < [σ H]
Vậy bánh răng đạt bộ bền tiếp xúc