ĐỒ ÁN CHI TẾT MÁY

PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNGI.Chọn động cơ điện: -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

PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG

I.Chọn động cơ điện:

-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

Chọn động cơ điện tiến hành theo các bước sau:

Tính công suất cần thiết của động

cơ. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ

-Dựa vào công suất và số vòng quay đồng bộ kết hợp với các yêu cầu về quá tải, mômen mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ để chọn kích thước động cơ phù hợp với yêu cầu thiết kế.-Chọn loại, chọn kiểu động cơ đúng thì động cơ sẽ có tính năng làm việc phù hợp với yêu cầu làm việc của máy,phù hợp với môi trường bên ngoài, vận hành được an toàn và ổn định

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:

đt

Trong đó:

Pđm là công suất định mức của động cơ (kW)

Pđt là công suất đẳng trị của động cơ (kW)

- Vì tải trọng trên hệ thống là tải trọng tĩnh nên ta có

V - vận tốc băng tải,m/s

5 1000

1

n ol

)99,0.(

95,

95,584,0

5

=

=

yc P

(kW)

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

Số vòng quay của trục máy công tác:

p z

v

n lv

.

60000

=

(vg/ph) (2.16[II])

21,494,25.48

1

60000 =

=

yc đc

n n

P P

(2.19[II])

Từ điều kiện trên tra bảng P1.3[II] ta chọn động cơ với các thông số sau đây:

Kiểu động cơ Công suấtKw Vận tốc quayVg/ph

ndc là số vòng quay của động cơ đã chọn

nlv là số vòng quay trên trục công tác

56,2921

- Chọn tỉ số truyền cho hộp giảm tốc: uh=14

11 , 2 14

56 , 29

III XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC:

1 Tính công suất làm việc trên các trục:

Công suất trên trục công tác:

P3

)( ol br

×

=

(KW)Công suất trên trục II của hộp giảm tốc

P2

)(

3

ol br

26,

×

=

(KW) Công suất trên trục I hộp giảm tốc:

P1=

)(

2

d br

P

η

η ×

(KW)

06,695,096,0

53,

×

=

(KW)Công suất trên trục động cơ:

Pdc=

)(

1

ol d

06,

57,

3

18,

2

31,49

3 Tính Momen xoắn trên các trục:

Mômen trên trục thứ i được tính theo công thức:

i

i i

Mômen xoắn trên trục động cơ:

41,422691455

44,6.10.55,9

n

P T

(Nmm)Mômen xoắn trên trục I:

21,8392657

,689

06,6.10.55,9

n

P T

(Nmm)Mômen xoắn trên trục II:

71,31401718

,168

53,5.10.55,9

n

P T

(Nmm)Mômen xoắn trên trục III:

31,101871831

,49

26,5.10.55,9

n

P T

(Nmm)Mômen xoắn trên trục công tác:

23,97033121

,49

5.10.55,9

n

P T

(Nmm)

4.Bảng kết quả tính toán

Tốc độ quay(v/ph)

Tỉ số truyền Công suất

(Kw)

Mômen xoắn(N.mm)

I THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI NGOÀI:

1 Chọn loại đai thang:

- Có 3 loại đai thang: đai thang thường, đai thang hẹp, đai thang rộng Tuy nhiên với đai thang hẹp nhờ có lớp sợi có độ bền cao, tải trọng phân bố đều hơn trên chiều rộng lớp chịu tải nên khả năng tải của đai thang hẹp lớn hơn so với đai thang thường, do đó với cùng một công suất cần truyền, thì chi phí vật liệu làm đai và bánh đai giảm, ngoài ra đai thang hẹp có thể làm việc với vận tốc cao hơn đai thang thường

Từ các yếu tố trên ta chọn đai thang hẹp để sử dụng cho việc truyền động trong hệ dẫn động băng tải

Đường kính bánh đai nhỏ d1, mm

Chiều dài giới hạn l, mm

960 112

. 1

2 = u d − ξ

4.2 [II]Trong đó:

ξ

là hệ số trượt của đai

2 , 227 )

02 , 0 1 (

112 07

3 Chọn sơ bộ khoảng cách trục:

- Khoảng cách giữa hai trục bánh đai phải thỏa mãn điều kiện

) (

2 )

a là khoảng cách giữa hai trục bánh đai

h là chiều cao của tiết diện đai

- Chọn sơ bộ a =300 (mm)

4 Định chính xác chiều dài đai l và khoảng cách trục a:

- Theo khoảng cách trục a sơ bộ ta xác định được l

a

d d d

d a

l

4

) (

) (

2

.

2

2 1 2 2

1

− +

+ +

4.4 [II]

62 , 1388 300

4

) 112 300

( ) 300 112

+ +

(mm) Theo bảng (4.13/59 [II]) chọn chiều dài đai tiêu chuẩn: l=1400 (mm)

- Kiểm tra số vòng chạy của đai trong 1 giây:

10 1400

8)]

.(

.2[).(

1 2

2 2 1 2

d l

=

)112250.(

8)]

250112.(

1400.2[)250112.(

2 )

2 88 , 409 8

) 250

1

57)

, 409

57 ).

112 250

đ dc

C C C C

P

K P

z

].

Pdc Công suất trên trục bánh đai chủ động Pdc = 4,95(kW)

[P0] Công suất cho phép kW theo bảng (4.20/62 [II]) Chọn [P0] = 1,73 (kW)

Kđ Hệ số tải trọng động, theo bảng (4.7/55 [II]) Chọn Kđ = 1,10

Cα Hệ số kể đến ảnh hưởng góc ôm α1, theo bảng (4.15/61 [II])

- Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

Lực căng trên một dây đai:

2

.

.

780

v q z

C

v

K P

,5.069,03.95

Lực tác dụng lên trục:

2 sin

48160sin3.88

Thông

m) (mm) (mm) Đai

thang

hẹp

II TÍNH THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ:

1 Chọn vật liệu và các thông số cặp bánh răng:

- Do hộp giảm tốc ta đang thiết kế có công suất trung bình, nên chọn vật liệu nhóm I có độ cứng HB < 350 để chế tạo bánh răng

-Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng,nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15đơn vị:

HB HB

HB1 = 2+(10÷15)

- Dựa vào bảng 6.1, ,chọn số liệu chế tạo bánh răng:

a.Cặp bánh răng trụ răng nghiêng:

Giới hạn chảy ch

σ

(MPa)Bánh

Giới hạn chảy

ch

σ (MPa)

Bánh nhỏ Thép

45-tôi cải thiện HB 241…285 850 580Bánh lớn Thép 45-

Thường hóa

σ =

(6.1)[II]

σ

σ =

(6.2)[II] Trong đó: ZR – Hệ số xét đến độ nhám mặt răng làm việc

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

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 độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất

KXF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

σ

σ =

(6.2a)[II] -Trong đó:

Giá trị của chúng được tra trong( bảng 6.2), Vì ta chọn vật liệu bánh răng là thép 45 thường hóa hay tôi cải thiện nên:

,1

510702202702

1

0 1 lim

1

0 1 lim

×

=+

=

HB

HB F

,1

490702102702

2

0 2 lim

2

0 2 lim

×

=+

=

HB

HB F

H

σ

σ

(MPa)-Trong bộ truyền bánh răng trụ:

-Bánh nhỏ:

4682608,18

,1

590702602702

3

0 3 lim

3

0 3 lim

×

=+

=

HB

HB F

,1

470702002702

4

0 4 lim

4

0 4 lim

×

=+

=

HB

HB F

H

σ

σ

(MPa)

KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc đặt tải

Vì hệ dẫn động ta thiết kế, tải được đặt một phía (bộ truyền quay 1 chiều)  KFC = 1

KHL,FL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng, được xác định theo công thức sau:

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

Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB < 350 nên: mH = mF = 6

- NHO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

- NHE, NFE: số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.

Vì ở đây bộ truyền chịu tải động tĩnh:

5565000010000

75,92160

75,92160

19,23160

6 2

Từ đó ta xác định được sơ bộ ứng suất cho phép của bánh răng

- Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng(cấp nhanh):

378× × =

=

(MPa)

Với cấp chậm, ta sử dụng bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Vì vậy, ứng suất tiếp xúc cho phép là:

2

45,44564,463

[ ]σF1 max=0,8.σch1

=0,8×450=432 (MPa) (6.14)[II]

468 3

360 4

- Ứng suất tiếp xúc cho phép là:

-[ ] -[ ] -[ ] 527,27

2

18,51836,5362

[ ]σF4 max =0,8.σch4

=0,8×

340=272(MPa)Tính hệ số lệch tâm y:

)(

Hệ số giảm đỉnh răng:

1000

).(z1 z2

445,0

=

+

=

(6.24)[II] Tổng hệ số dịch chỉnh:

y

+]=0,5.[1,0534-(100-20).20 100

1

+]=0,193 (6.26)[II]

a

m z z

.2

cos

20cos.3.100

1 1)

(

ba H

H a

w

u

K T u

K

a

ψσ

β+

=

(6.15a)[II] Trong đó:

- Ka:Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng Vì bộ truyền cấp nhanh là truyền động bánh răng trụ răng nghiêng bằng thép

-Thép nên tra bảng (6.5[II], ta được Ka = 43MPa1/3

- T1:Mômen xoắn trên trục bánh chủ động: T1 =95959,2 (Nmm)

: Hệ số chiều rộng bảnh răngTheo bảng (6.6)[II] ta chọn ba

ψ

=0,3

Ta có:

954,0)15.(

,053,0)1(.53,

-Do bộ truyền ta thiết kế có vị trí bánh răng lắp ứng với sơ đồ 3 (bảng 6.7)[II]

H a

w

u

K T u

K

a

ψσ

β+

=

=43.(5+1)

86,1823,0555,454

15,12,95959

Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ Z1, số răng bánh lớn Z2, góc nghiêng β của răng và môđun trong bộ truyền ăn khớp ngoài, liên hệ với nhau theo công thức

β

cos

2

)(z1 z2

10cos.86,182

=+

×

×

=

(6.31)[II] Lấy Z1 =20 răng

- Số răng bánhlớn: Z2=u1.Z1=5×

20=100 (6.32)[II] Lấy Z2=100 răng

Tính lại khoảng cách trục w

a

Dođó:aw= °

+β

cos

2

)(z1 z2

m

77,18210

cos.2

)10020.(

Từ công thức (6.18) ta tính lại góc nghiêng β

:

w a

z z

m

2

)(

cosβ = 1+ 2

=

983,01832

)10020.(

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

-Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

[ ]H w

w

H H

M

H

d u b

u K T Z

Z

1 1

1 1

)1.(

2

(6.33)[II]Trong đó: ZM – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Tra bảng (6.5), vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng thép nên chọn ZM = 274 MPa1/3

α

và tw

α

lần lượt là góc prôfin răng và góc ăn khớp

Ở đây bộ truyền cấp chậm là bánh răng nghiêng không dịch chỉnh nên:

cos

tg arctg

)

2

sin(

94,041,20

985,022

sin

cos

=

tw

b H

Z

αβ

9,541833,0

10sin.9,

120

12

(6.38b)[II]

Vậy

77,069,1

- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

Ở đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên H

v=π w

(6.40)[II] Với dW1 là đường kính vòng lăn bánh nhỏ, tính theo công thức ở bảng (6.11):

)(

48,160000

26,57956,6414

Vậy theo bảng (6.14) [II], ta có: Fα

w w H HV

K K T

d b v

K

2

1

Trong đó:

2

0

u

a v g

H

H =δ

(6.42)[II]Với: go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng

Do m =2 < 3,55, cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 nên tra bảng (6.16)[II] ta được:

go = 73

H

δ

- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

Do độ rắn mặt răng bánh bị động HB2 < 350 HB và dạng răng là răng nghiêng tra bảng (6.15)(II), nên:

002,0

183 48 , 1 73 002

w w H HV

K K T

d b v K

2

1

619,543,1

42,44461

59,54

)15(3,12,959592

.77,074

Xác định chính xác ứng suất cho phép về tiếp xúc

Theo các công thức (6.1) và (6.1a) ta có: [ σH] = [ σH] ZRZVKxH.

Do vận tốc vòng: v =1.48m/s , Zv=1

Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 … 1,25 μm ⇒

ZR = 0,95-Ta có: Đường kính vòng chia :

20

2× =

(mm) (6.11)[II] β

,0

1002

mm

=

×

(6.11)[II] Đường kính đáy răng:

df1=d1-(2,5-2.x1).m =40,7-(2,5-2×0,193

).3=40,41(mm)

86,0

×).3=202,04( mm) Đường kính đỉnh răng:

42,444

=

H

σ

MPa < [ ]σH cx

=454,55 MPa nên bộ truyền đảm bảo về tiếp xúc

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

[ ]1 2

1 2

1

2

F w

w

F F

F

d m

b

Y Y Y K

(6.44)[II]theo bảng (6.7),

=β

F K

u

a v g

w w F

FV

K K T

d b v

K

2

1

619,5492,53

(6.64)[II]

Do đó:

Fv F F

K = β. α.

=1,32×

1,37×1,52=2,75

ββ

,0

)ln(

.0695,008,

39,54

493,059,075,22,95959

77,1034

6,3

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải:

-ứng suất tiếp xúc cực đại phải nhỏ hơn ứng suất cho phép:

với:Kqt= T

Tmax

=1,01

[ ]max

=446,64MPa<[ ]σH max

=1260MPa (6.48)[II] -ứng suất uốn cực đại phải nhỏ hơn ứng suất cho phép:

[ ]max

F1max σ 1 K

=115,3

01,1

=11587 MPa<[ ]σF max

=432MPa

qt F

F2max σ 2 K

=103,77

01,1

=104,29MPa<[ ]σF max

=464MPa

f) Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

1 =

w b

=β

d a =Đường kính đáy răng

) ( 41 , 40

d b =

;

)(07,191

d b =

Đường kính vòng lăn

)(61

0

41 , 20

=αε

4.Tính toán truyền động bánh răng trụ răng thẳng,(cấp chậm)

a.Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

[ ]

3

2 2 2

2 1)

(

ba H

H a

w

u

K T u

K

a

ψσ

β+

=

(6.15a)[II]

41,42,264,220)02,001

64,220

)10cos(

.2

)12030(3

0

228 (mm) (6.18)[II] Tính hệ số lệch tâm y:

)(

−

=

(6.22)[II]

Hệ số giảm đỉnh răng:

1000

).(z1 z2

265,0

=

+

=

(6.24)[II] Tổng hệ số dịch chỉnh:

y

+]=0,5.[1,03975-(120-30).30 120

1

+]=0,22 (6.26)[II]

a

m z z

.2

cos

×

×+

=

2282

20cos.3120

c.Kiểm răng về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền:

( ) [ ]H w

H H

M

H

w

d u b

u K T Z Z

2

2 2

1

1 2

(6.33)[II]Trong đó:ZM =274(MPa)1/3

–hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp,tra bảng (6.5)[II]

ZH-hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

tw

b H

12

β

εα 1,88 3,2 1 1 cos

2 1

1.2,388,

75,1

2282

=+

×

=

(mm) (6.11)[II] Vận tốc vòng:

0,44 (m/s) (6.40)[II] Theo bảng (6.13) chọn cấp chính xác 9, do đó theo bảng(6.16), g0=73

=1,45 (6.42)[II] Tra bảng(6.15) δH

=0,006Chiều rộng vành răng: bw= ba

ψ.aw =0,5×

228=114(mm)Tra bảng (6.7) chọn β

w w H

K K

T

d b v

2

1

1

03,103,104,153,2188602

2,9111445,1

Vậy

38,3212

,914114

)14(1,153,2188602

.866,07,1

d1=m.Z1=3×

30=90( mm)

=360(mm)Đường kính lăn:

dw1= u2dw=4×

91,2=364,8(mm)Đường kính đỉnh răng:

da1=d1+2 m=90+2×3

=96(mm)

da2=d2+2 m=360+2×3

=366(mm) Đường kính đáy răng:

df1=d1-(2,5-2.x1).m=90-(2,5-2

22,0

×).3=89,67(mm)

df2=d2-(2,5-2.x2).m=360-(2,5-2×0,82

).3=358,77( mm) Đường kính cơ sở:

d 1=d1×

cosα

=90×cos(200)=84,57 ( mm)

d 2=d2 ×

cosα

=360×

cos(200)=338,39 ( mm) Với v=0,44 m/s, Zv=1 với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9 , khi đó cần gia công độ nhám Rz=2,5….1,25µm

<[ ]σH cx

Do vậy bánh răng đủ bền theo độ bền tiếp xúc

d.kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

[ ]1 1

1 1

1

2

F w

w

F F

F

d m

b

Y Y Y K

T

σ

(6.43)[II]

[ ]2 1

(6.44)[II] Theo bảng (6.7),

=β

F K

1,03

theo bảng(6.14),với v=0,44 m/s<2,5m/s và cấp chính xác 9, Hα

K

=1,13 ;K Fα =

1,37; theo bảng (6.15)δF

228 44 , 0 73

w w F

d b v

K

2

1

2,9111488,3

(6.64)[II]

Do đó:

Fv F F

K = β α

=1,03×

1,37×1,06=1,49Với: α

)ln(

.0695,008,

,913114

8,357,049,153,218860

8,3

Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải:

-Ứng suất tiếp xúc cực đại phải nhỏ hơn ứng suất cho phép:

với:Kqt= T

Tmax

=1,01

[ ]max

=321,38.

01,1

=322,98 MPa<[ ]σH max

=952MPa -ứng suất uốn cực đại phải nhỏ hơn ứng suất cho phép:

[ ]max

F1max σ 1 K

=45,29

01,1

=45,51MPa<[ ]σF max

=464MPa

qt F

F2max σ 2 K

=47,8

01,1

1 =

x

;

82,0

d =

;

)(360

d a =

;

)(366

d a =Đường kính đáy răng

)(67,89

d f =

;

)(77,358

d b =

;

)(39,338

=

tw

α

Hệ số trùng khớp ngang 1,75

III:TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

A:Thiết kế trục

1.Chọn vật liệu

- Chọn thép 45 thường hóa đạt độ rắn HB 170-220 có giới hạn bền 1

σ = 600 (N\mm2), giới hạn chảy ch1

σ = 300 (N\mm2)

2.Tính sức bền trục

-Tính đường kính sơ bộ của các trục

Đường kính sơ bộ trục được tính theo công thức

d1 = T[ ] 0,2.30 25,19mm

2,95959

.2,0

37,1663734

d

mm b

mm

d

mm b

21 35

17 25

03 02 01

3 Xác định các lực qua bánh răng tác dụng lên trục.

a.Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng:

+bộ truyền răng trụ răng thẳng:

-lực vòng: F = d

T2

2 = 91

53 , 218860

2

=4810N-lực hướng tâm Fr = Ptgα

=4810.0,364= 1751N

+bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

-lực vòng: F = d n

P d

T

.10.55,9.2

=

=

77,463.61

66,4.10.55,9

=

983,0

364.0.3146

=1164 N-lực dọc trục Fa = Ptgβ

=1690,8.0,171= 1145 N b.lực tác dụng từ bộ truyền đai:

0

α

z F

F đ

(5-26)[4] =3×

217,45×

6×0,17=665,4(N)