Đồ án chi tiết máy

1.Mục đích. Củng cố các kiến thức về nguyên lý làm việc, kết cấu và tính toán thiết kế các chi tiết máy  các chi tiết máy có công dụng chung  đặc trưng về mặt lý thuyết. Vận dụng các kiến thức đã học của các môn chi tiết máy, nguyên lý máy, công nghệ chế tạo, cơ khí đại cương, sức bền vật liệu, hình họa vẽ kỹ thuật thiết kế ra một bộ phận máy dẫn đến hộp giảm tốc có kích thước hình dạng cụ thể phục vụ cho hệ thống dẫn động của máy. 2. Nội dung Mỗi sinh viên thiết kế hệ thống dẫn động xích tải, băng tải thùng trộn nguyên liệu Chủ yếu là thiết kế hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài. Một bản vẽ lắp A0 Một bản vẽ chế tạo một chi tiết điển hình A2 hoặc A3 Một bản thuyết minh dài 60 - 80 trang.

Đồ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

LỜI NÓI ĐẦU

Đô án môn học Chi tiết máy là một đô án chuyên nghành chính của sinh viên nghành (Xi khí Việc tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khi là nội dung không thể thiếu trong chương

trình đào tạo kĩ sư cứ khí nhằm cung cấp các kiến thức quan trọng cho sinh viên về kết cấu máy.

Nội dung đô án bao gôm nhũng vấn đê cơ bán trong thiết kế máy và hệ thõng dẫn động; tính toán thiã: kẽ chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc; thíă kẽkết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới vê phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác Thuật ngữ và khí hiệu dùng trong đô án dụâ theo tiêu chuẩn nhà nước, phù hợp với thuật ngữ và kí hiệu quõc tế.

Khi thiết kế đô án chi tiết máy chúng ta phải nghiên cứu kỹ những giáo trình như Công nghệ chế tạo máy, Khoa học vật liệu, Nguyên lý máy, Dung sai lắp ghép, Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Khi thiết kế chúng ta phải sử dụng tài liệu, sổ tay, tiêu chuẩn và khả năng kết hợp so sánh những kiến thức lý thuyết với thực tếsản xuất Em xin chân thành cảm ơn các thầy giáo và đặc biệt là thầy giáo Đoàn Yên Thế đã hướng dẫn và cho em nhiêu ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đô án môn học này Khi thực hiện đô án trong tính toán còn có nhiều sai sớt em xin trân trọng cảm ơn những ý kiến, chi dẫn của thầy.

PHẦN MỘT : HỆ THỐNG DÃN ĐỘNG cơ KHÍ - cơ SỞ THIẾT KẾ VÀ TÍNH TOÁN ĐỘNG Kiểm tra then tại tiết diện ghép có bộ truyền5

Củng cố các kiến thức về nguyên lý làm việc, kết cấu và tính toán thiết kế các

chi tiết máy -> các chi tiết máy có công dụng chung -> đặc trưng về mặt lý

Một bản vẽ chế tạo một chi tiết điển hình A2

hoặc A3 Một bản thuyết minh dài 60 - 80 trang

3. Trình tự tính toán thiẽt kế

3.1 Giai đoạn 1 :

Chuẩn bị tài liệu

Nghiên cứu kỹ đầu đề thiết kế

Chuẩn bị các kiến thức tin học phục vụ đồ án môn học

3.2 Giai đoạn 2 :

Tính toán thiết kế xác định các thông số chủ yếu củahệ thống dẫn

động-Xác định công suất cần thiết số vòng quay hợp lý của

động cơđiện từ đó chọn đượcđộng cơ điện cụ thể (Thường chọn động cơ 4A)

-Xác định ti số truyền cho toàn bộ hệ

thống (u0 Phân phối ti số truyền cho từng

bộ truyền

Lập bảng công suất mômen xoắn số vòng quay cho từng trục

-Thiết kế bộ truyền

Đồ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

Vẽ theo ti lệ 1:1 để tìm ra sự bất hợp lý của hộp giảm tốc suy ra nếu không hợp lý tính chọn lại

Xác định khoảng cách đặt lực, gối tựa, chiều dài trục

-Tính trục của hộp giảm tốc Tính sơ bộ Tính chính xác

-Tính chọn then để lắp các chi tiết máy quay -Tính

chọn ổ : Chủ yếu là ổ lăn, ổ trượt

-Tính chọn các nối trục (khớp nối)

-Tính chọn thiết kế vỏ hộp giảm tốc (thường là đúc)

-Tính chọn hoặc thiết kế các chi tiết liên quan đến vỏ hộp giảm tốc như bulông, móc vòng, cửa thăm, nút tháo dầu, que thăm dầu, chốt định vị, quạt gió thông hơi

-Tính chọn bôi trơn hộp giảm tốc Bôi trơn các ổ đd

(dầu hoặc md)

Bôi trơn các bộ truyền

Phương pháp bôi trơn (sương mù, dòng bôi trơn, bắn, phun )

-Điều chinh khe hở của ổ lăn và sự ăn khớp của các bộ truyền

-Thể hiện được các mối ghép của các chi tiết

Chọn các kiểu lắp cho các mối ghép Thông qua các

bảng thống kê các mối ghép

-Những vấn đề bảo dưỡng khi dùng hộp giảm tốc như là thống kê các loại dầu mỡ, thời hạn thay dầu md, thời hạn điều chinh ổ lăn, sự ăn khớp của bánh răng, bộ truyền

Hoàn thành thuyết minh

4. Các nguyên tắc và giải pháp trong thiết kế

Thực hiện đúng nhiệm vụ của đồ án theo các số liệu yêu cầu thiết kế

Kết cấu về chi tiết máy phải đảm bảo chi tiêu làm việc, độ bền, tuổi thọ và cả độtin cậy

Đảm bảo kích thước nhỏ gọn, tháo lắp bảo dưỡng đơn giản, thuận tiện.Vật liệu và phương pháp nhiệt luyện phải được lựa chọn hợp lý (Dễ kiếm, rẻ

Lựa chọn có cần cứ hợp lý các kiểu lắp, dung sai, cấp chính xác nhám bề mặt các chi tiết

BÀI 2 : ĐỘNG cơ ĐIỆN - HỘP GIẢM TỐC - TÍNH TOÁN HỆ THỐNG DÃN ĐỘNG.

Đồ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾChọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ là giai đoạn dầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy Trong trường hợp dùng hộp giảm tốc và động

cơ biệt lập, việc chọn đúng loại động cơ có ảnh hưởng rất nhiều đến việc lựa chọn và thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền ngoài hộp Muốn chọn đúng động cơ cần hiểu rõ đặc tính và phạm vi sử dụng của từhg loại, đồng thời cần chú ý đến yêu cầu làm việc cụ thể của thiết bị cần được dẫn động

1.1 Các loại động cơ điện

1.1.1Động cơ điện một chiều

Cho phép thay đổi trị số của momen và vận tốc góc trong phạm vi rộng, đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, do đó được dùng rộng rãi trong các thiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm

Nhược điểm của chúng là đắt, riêng loại động cơ điện một chiều lại khó kiếm

và phải tầng thêm vốn đầu tư để đặt các thiết bị chinh lưu

1.1.2Động cơ điện xoay chiều ba pha

a.Động cơ điện xoay chiều ba pha đồng bộ

Động cơ ba pha đồng bộ có vận tốc góc không đổi, không phụ thuộc vào trị

số của tải trọng và thực tế không điều chinh được

So với động cơ ba pha không đồng bộ, động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm hiệu suất và C0S(p hệ số quá tải lớn, nhưng có nhược điểm : Thiết bị tương đối phức tạp, giá thành tương đối cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ Vi vậy động cơ ba pha đồng bộ được sử dụng trong những trường hợp hiệu suất động cơ và trị số C0S(p có vai trò quyết định (thí dụ khi yêu cấu công suất động cơ lớn - trên 100kw lại ít phải mở máy và dừng máy) cũng như khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc

b.Động cơ ba pha không động bộ gồm hai kiểu : Roto dây quấn và roto lồng sóc

Động cơ ba pha không đồng bộ roto dây quấn cho phép điều chinh vận tốc trong một phạm vị nhỏ (khoảng 5%), có dòng điện mở máy nhỏ nhưng hệ số công suất cosọ thấp, giá thành cao, kích thước lớn và vận hành phức tạp, dùng thích hợp khi cần điều chinh trong phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây truyền công nghệ đã được lắp đặt Động cơ ba pha không đồng

bộ roto lồng sóc có ưu điểm : 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 không cần biến đổi dòng điện Nhược điểm của nó là : Hiệu suất và hệ số công suất

cơ này Để dẫn động các thiết bị vận chuyển, băng tải, xích tải thùng trộn

1.2.Phương pháp chọn động cơ Xác định công suất cần thiết Xác

địng số vòng quay sơ bộ

Dựa vào bảng phụ lục theo điều kiện dẫn đến chọn động cơ hợp lý

1.2.1Xác định công suất cần thiết

Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức

V

trong đó : Pct - công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)

Pt - công suất tính toán (công suất làm việc trên trục máy công tác)

TỊ - hiệu suất của toàn bộ hệ thống TI = rii.ri2.Tl3- (1-2)với r|i,r|2,r|3 là hiệu suất của các bộ truyền và của các cặp ổ trong hệ thống dẫn động, chọn theo bảng 2.3 trang 19 - "Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí"

TI =Tloi3.Tlbr2.Tlđ = 0,993.0,972.0,95

= 0,833 với: r|K - hiệu suất nối trục đàn hồi TỊoi -

hiệu suất 1 cặp Ổ lăn

r|br - hiệu suất một cặp bánh răng trong hộp

giảm tốc r|đ - hiệu suất bộ truyền đai Theo công

Đồ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾtham khảo để chọn ti số truyền cho các bộ truyền trong hệ thống dẫn động.

Ti số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động được tính theo công thức sau :

Ut = U1.U2.U3 (1-3)

trong đó Ui, u2, u3 là ti số truyền của từng bộ truyền tham gia vào hệ thống dẫn động Theo bảng 2.4 chọn ti số truyền của hộp giảm tốc bánh răng hai cấp Uh = 10, uđ = 4 Từ (1-3) ta được Ut = 10.4 = 40 Số vòng quay trên trục máy công tác:

nsb = ut.riiv = 30.40 = 1350

(vòng/phút) với riiv - số vòng quay của

trục máy công tác Chọn số vòng quay

đồng bộ của động cơ nđb = 1500

(vòng/phút)

Theo bảng phụ lục 1.3 với Pct = 7,203kW nđb = 1500 (vòng/phút) dùng động cơ

Pt = Pta

2. HỘP giảm t&c

Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có ti số truyền không đổi và đuỢc dùng để giảm vận tốc góc và tầng mômen xoắn và là bộ máy trung gian giữa động cơ điện và bộ phận làm việc của máy công tác.Tuỳ theo tì số truyền chung của hộp giảm tốc, người ta phân ra : hộp giảm tốc một cấp và hộp giảm tốc nhiều cấp

Tùy theo loại truyền động trong hộp giảm tốc phân ra :

Hộp giảm tốc bánh răng trụ : khai triển, phân đôi, đồng trục

Hộp giảm tốc bánh răng côn hoặc côn - trụ

Hộp giảm tốc trục vít - bánh răng

Hộp giảm bánh răng - trục vít

Ở đây ta thiết kế một hộp giảm tốc hai cấp + một bộ truyền ngoài Sau đây là phương pháp tính hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng

Sau khi phân tích và lựa chọn số vòng quay đồng bộ để chọn động cơ ở trên

ta cần tiến hành phân phối ti số truyền cho các bộ truyền trong hộp, cần tiến hành tính toán động học

u, = — = —— = 48,5 nh 30

trong đó: nđc- số vòng quay động cơ đã chọn( vg/ph)

riiv - số vòng quay của trục máy công tác( vg/ph )

2.2. Phân phối tí số truyền cho toàn bộ hệ thõng ub cho hộp giảm tõc Uh

và bộ ùvyền ngoài u„.Ut = Uh.Un

Đây là hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng dạng khai triển nên ta chọn Uh

2.3. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục.

Dựa vào cc Pct và sơ đồ hệ thống dẫn động, có thể tính được công suất, mômen và số vòng quay trên các trục, phục vụ các bước tính toán thiết kế các bộ truyền, trục và ổ

Đồ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

trong đó : Pct - công suất cần thiết trên trục động cơ uđ - ti số truyền của bộ

truyền đai

Ui, u2 - ti số truyền cấp nhanh và cấp chậm trong hộp giảm tốc hai

cấp r|đ, TỊoi, r|br - lần lượt là hiệu suất của bộ truyền đai, một cặp ổ lăn và bộ

truyền bánh răng tra bảng 2.3 trang 19 -" Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí" Kết quả tính toán được ghi thành bảng như sau :

BẢNG 1 : CÔNG SUẤT - TỈ SỐ TRUYỀN - SỐ VÒNG QUAY - MÔMEN

Truyền động bánh răng dùng để truyền động giCha các trục, thông thường

có kèm theo sự thay đổi về trị số và chiều của vận tốc hoặc mômen

Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng trong quá trình làm việc, răng của bánh răng có thể bị hỏng ở mặt răng như trác rỗ, mòn, dính hoặc hỏng ở chân răng như gẫy, trong đó nguy hiểm nhất là tróc rỗ mặt rầng và gãy răng

Đó là các phá hỏng mỏi do tác dụng

lâu dài của ứng suất tiếp và ứng suất uốn thay đổi có chu kỳ gây nên Ngoài ra răng có thể bị biến dạng dư, gẫy giòn lớp bề mặt, hoặc phá hỏng tĩnh ở chân răng do quá tải Vi vậy khi thiết kế cần tiến hành tính truyền động bánh răng về độ bền tiếp xúc của mặt răng làm việc và độ bền uốn của chân răng, sau đó kiểm nghiệm răng về quá tải.

Vậy để thiết kế truyền động bánh răng cần tiến hành theo các bước sau đây :

- Chọn vật liệu

- Xác định ứhg suất cho phép

- Tính sơ bộ kích thước của một bộ truyền, trên cơ sở đó xác định các yếu

tố ảnh hưởng đến khả năng làm việc của bộ truyền rồi tiến hành kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và về quá tải

- Lập bảng thể hiện thông số kích thước hình học của bộ truyền sau khi thiết kế

1. Chọn vật liệu.

Chọn vật liệu thích hợp là một bước quan trọng trong việc tính toán thiết

kế chi tiết máy nói chung và truyền động bánh răng nói riêng

Đối với bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc hai cấp không có yêu cầu đặc biệt về kích thước thì nên chọn cùng một loại vật liệu để giảm bớt chủng loại

Vật liệu làm bánh răng có hai nhóm :

- Nhóm I có độ rắn HB < 350, bánh răng được thường hóa tôi cải thiện Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền này có khả năng chạy mòn

- Nhóm II có độ rắn HB > 350, bánh răng được tôi thể tích, tôi bề mặt, thấm cacbon, thấm nitơ Do đó độ rắn mặt răng cao cho nên phải gia công trước khi nhiệt luyện, bộ truyền này có khả năng chạy mòn kém

Trong đầu thiết kế đã cho tải trọng nhỏ và trung bình, khả năng công nghệ không cao và cũng không có yêu cầu về kích thước nhỏ gọn do đó vật liệu làm bánh răng nên chọn ưu tiên ở nhóm I

Đối với một cặp bánh răng ăn khớp, khi dã chọn vật liệu bánh răng ở nhóm

I phải chú ý tới tần số chịu tải cuả răng và khả năng chạy mòn của răng Trong cùng một thời gian làm việc thì bánh răng nhỏ chịu tải nhiều lần hơn bánh răng lớn vì ni = u.n2 Để đảm bảo sức bền đều của răng và khả năng

Đồ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

thấp hơn bánh răng nhỏ

HBi = HB2 + ( 10 ^ 15 )

Đối với bộ truyền bánh răng có công suất nhỏ và trung bình nên chọn vật liệu là thép cacbon chất lượng tốt Ở đây ta chọn thép 45 cơ tính vật liệu tra bảng 6.1 trang 92 - " Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí

Cụ thể, theo bảng 6.1 chọn :

Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 có ơbi = 750MPa,

ơchi = 450Mpa.Bánh lớn : thép 45 tôi thường hoá đạt độ rắnHB230 có Ơb2 = 600MPa,

Cụ thể chọn HBi = 230, HB2 = 210

2. Xác định ứng suất cho phép [ơH]/ [ơF].

ứng suất tiếp xúc cho phép [ơH] và ứng suất uốn cho phép [ơF] được xác định theo các công thức sau :

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 hệ số tập trung ứhg suất

KXF - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước của bộ truyền bánh răng (ứng

KFC- hệ số kể đến ảnh hưởng của động cơ làm việc một chiều, hai chiều :

Kpc = 1 với động cơ một chiều Kpc = 0,7 -T- 0,8 với động cơ hai chiều

KHL / KFL - hệ số tuổi thọ về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn và được xác định theo các công thức sau :

trong đó : mH, mF - bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn mH = 6, mF=

6 khi độ rắn mặt răng HB < 350 hoặc bánh răng có mài mặt lượn chân răng mF = 9 khi độ rắn mặt răng HB > 350 và không mài mặt luựn chân răng Ở đây ta chọn mH = 6, mF = 6

3)(2-4)

(2-Đồ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

Nho - số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc Nho =

30Hhb2'4 Suy ra : Nhoi = 30Hhb2'4 = 30.2302'4 = 1,39.107 Nh02 =

30Hhb2'4 = 30.2102'4 = U23.107 Npo - SỐ chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn Npo = 4.106 đối với tất cả các loại thép NHE, NFE - số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh Nhe = Nfe

= 60cntz trong đó : c - số lần ăn khớp trong một vòng n - số vòng quay tz - tổng số thời gian làm việc Suy ra : Nhei = Nfei = 60.1.360,15.8.5.300 = 25,93.107 Nhe2 = Nfe2 = 60.1.83,368.8.5.300 = 6,0025.107 Ta thay : Nhe >

Nho Khl = 1NFE > NFO -» Ka - 1

Như vậy theo (3-la) ta có : \ơH ] = ƠH[im KỊỊL do đó

SH

[<7„],=^pl = 482MPa

[°V]2=:Ỵpl = ‘t‘t5Mpa

Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ta lấy

[o-J = min{[o-Ji; [o-J2}->[o-J = 445Mpa Theo

(3-2a) với động cơ làm việc một chiều Kpc = 1, ta

được : r 1 414

[o>l =— 1.1 = 236,57 MPa L Fil

1,75

[<T,]2=iLí.l.l = 236,571Mpa

ứng suất quá tải cho phép :

-ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :

Khoảng cách trục được xác định theo công thức sau :

(2-5)

v [&H\ -u.ựba

trong đó : Ka - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng tra ở bảng

6.5 trang 96 - " Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí"

Ti - mômen xoắn trên trục bánh chủ

động, Nmm [ ƠH ] - ứng suất tiếp xúc

" Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí"

KHP - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều

rộng vành răng khi tính về tiếp xúc tra ở bảng 6.7 trang 98 - " Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí

b.Xác định số răng, góc nghiêng p và hệ số dịch chinh X.

Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ Zi, số rầng bánh lớn z2, góc nghiêng [3 của răng và môđun trong bộ truyền ăn khớp ngoài, liên hệ với nhau theo công thức

«Ịĩd^ả (2.6)

w M _/12.COSp ' J

Đồ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

Khoảng cách trục lúc này là :Chọn aw = 235mm

Để đảm bảo khoảng cách trục aw = 235mm ta nên cắt răng có dịch chinh

và ta tiến hành như sau :

Đồ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

3.1.3 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.

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

trong đó Pb - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

z = (4-ga).(l-g;g) | sf i

khi Sp > 1 với Sg - hệ số trùng khớp dọc, tính theo công thức :

Với V = 1,657 m/s theo bảng 6.13 trang 106 -" Tính toán thiết kế hệ thống

dẫn động cơ khí" dùng cấp chính xác 9

Kh = Knp.KHa.KHv = 1,15.1.1,081 = 1,243 trong đ ó : KHP -

là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành

răng, tra ở bảng 6.7 trang 98 -" Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí"

KHa - là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, trị số của l<Ha đối với bánh răng nghiêng tra ở bảng 6.14 trang 107 -" Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí", với bánh răng

thẳng KHa = 1

.KHV - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kớp, trị số KHV tính theo công thức sau:

^v = 1+ =1 +5^38.70 5 87,935

Hv 2 TxKHß.KHa 2.177848.1,15.1

trong ÔỎ\V H= <Wo-v-, — = 0,006.73.1,657 =5,338

V Um V 4>345

với V = 2,371 tính được ở trên, SH - hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai

số ăn khớp, tra trong bảng 6.15 trang 107 - " Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ", g0 - hệ số kẻ đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16 trang 107 - " Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí "

Thay các giá trị vừa tính được vào (2-7) ta được :

MPa/

2.177848.1,243 (4,345 + 1)

0,3.235.4,345.87,9352

Theo(2-l) với V = l,657m/s, với v< 5m/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 Rz = 10 40|0,m, do đó Zr = 0,9, với dvvi < 700mm, KxH = 1 do đó

3.1.4 Kiểm nghiệm răng vê độ bên uốn ứng suất

sinh ra tại chân răng phải thoả mãn điều kiện

sau :

2Jl.KF.Ys.YB.YFl

= ' r ’ " < [<T„ ] (2-8)

_ °~F1 '^2 ^ r _ -I

Đồ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

YE = 1/e - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với £a là hệ số trùng khớp

ngang

Yp - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng Yp = 1Yfi, Yf2 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương

đương và hệ số dịch chinh, tra trong bảng 6.18 trang 109 - " Tính toán

thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí "

KF - hệ số tải trọng khi tính về uốn :

Kp = Kpp.Kpa.Kpv = 1,32.1.1,37 = 1,81 với Kpp là hệ số kể

đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính

về uốn, tra ở bảng 6.7 trang 98 - " Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động

cơ khí "

đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ănkhớp khi tính về uốn, trị số của Kpa đối với bánh răng nghiêng tra ở bảng 6.14 trang 107 -

" Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ", với bánh răng thẳng Kpa

với V = 1,657 tính được ở trên, ỔF - hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp,

tra trong bảng 6.15 trang 107 - " Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ", g0 - hệ số kẻ đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và

2, tra bảng 6.16 trang 107 - " Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí

"

Đồ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

THẾ

= 1/1,744 = 0,573, Yp = 1, Zvi = Zi =29, Zv2 = z2 = 126 theo bảng 6.18 trang 109 - " Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí " ta được

Ypi = 3,653, YF2 = 3,49 Thay các giá trị vừa tính được vào (2-8) ta được :

— /u 1*1 r3

73.87,935.3 OV,.7F9 70.3,49

Từ (3-2) ta CÓ

WFI]=^^-YR.YSXxF = {ơF\.YR.YsXxF = 236,57.1.1,004.1 = 237,5 MPa

F WfA=^^-Yr.Ys.KxF = [aF]2.YR.Ys.KxF =216.1.1,004.1 = 216,86 MPa

F

với Ys = 1,08 - 0,0695ln(m) = 1,004 Ta

thấy crFl = 70 MPa < ] = 237,5

MPa

ƠF2 =68,88MPa < [cF1] = 216,86MPa

vậy thoả mãn về độ bền uốn

3.1.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Bánh răng khi làm việc có thể bị quá tải, thí dụ lúc mở máy, hãm máy với

hệ số quá tải

T

iy _ max _ 1 n

K q i = Y I'3

ơVimax = = 405,756.VŨ = 462,63MPa < [ơH ^= 952MPa

ơFirr^ = ƠF1-Kqí = 70-U = 9ÌMPa < [cr^]lmax =

360MPa ƠF2max = ơ F2-K qt = 68,88.1,3 = 90MPa <

[o>]2max = lllMPa Bảng các thông số cơ bản của bộ

Đồ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

trong đó : Ka - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng tra ở

bảng 6.5 trang 96 - " Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí"

T2 - mômen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm [ ƠH ] - ứng

suất tiếp xúc cho phép u - ti số truyền

ựbữ = ^ - là hệ số, bw - là chiều rộng vành răng tra ở bảng 6.6

trang 97

-aw

" Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí"

KHP - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều

rộng vành răng khi tính về tiếp xúc tra ở bảng 6.7 trang 98 - " Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí

b.Xác định số răng, góc nghiêng p và hệ số dịch chinh X.

Giữa khoảng cách trục aW, số răng bánh nhỏ Zi, số răng bánh lớn z2,

gócnghiêng p củarăng và môđun trong bộ truyền ăn khớp ngoài, liên hệ với nhau theo công thức

Đồ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

m(zl+z2) m.zt ^O0mm

2.COSp 2

3.1.3 Kiếm nghiệm về độ bền tiếp xúc.

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều

kiện sau :

0-* = z, J2'Ỵ"ỷ^ s te» ] e-12>

Trong đó : ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số của

ZM = 274MPa1/3 tra ở bảng 6.5 trang 96 -" Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí"

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

=1,76

trong đó Pb - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

Trị số của ZH cũng có thể tra trong bảng 6.12 trang 106 -" Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí"

z - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau :

-với Sg - hệ số trùng khớp dọc, tính theo công thức :

Đồ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ

dwl =^L- = 148mm

Vận tốc vòng của bánh nhỏ

v = ^ = 3,i4.148 83,368 =

60000 60000 trong đó rii - là số vòng quay của bánh nhỏ (bánh chủ động

KHP - là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, tra ở bảng 6.7 trang 98 - " Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí "

l<Ha - là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, trị số của l<Ha đối với bánh răng

107 - " Tính

toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ", với bánh răng thẳng l<Ha

= 1.

Khv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn

kớp, trị số KHV tính theo công thức sau:

K =1+ vH-h-d*,i =1+ 3,21.112.148 =1035 Hv 2JiXHß.KHa 2.730157.1,05.1

trong đó : VH = ổH.g0.v — = 3,21

V"»

với V =0,65 tính được ở trên, ỖH - hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số

ăn khớp, tra trong bảng 6.15 trang 107 - " Tính toán thiết kế hệ thống

dẫn động cơ khí ", g0 - hệ số kẻ đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16 trang 107 - " Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí "

Thay các giá trị vừa tính được vào (2-12) ta được :

ƠỊỊ = 274.i,76.0,864, 2-730,1f7-1'087-f;7ĩ84 + 1) =

390,74MPa \ 112.2,784.148

Theo(2-l) với V = 0,65m/s, với v< 5m/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

Đồ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

độ nhám Rz = 10 40|0,m, do đó Zr = 0,9, với dwi < 700mm, KxH = 1 do đó

3.1.4 Kiếm nghiệm răng vê độ bên uốn

ứng suất sinh ra tại chân răng phải thoả mãn điều kiện sau :

trong đó : T2 - mômen xoắn trên bánh chủ động

m - môđun pháp bw - chiều rộng vành răng dwi - đường kính vòng lăn bánh chủ động

YE = 1/e - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với £a là hệ số trùng khớp

ngang

Yp - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng Yp = 1Ypi, YF2 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương

đương và hệ số dịch chinh, tra trong bảng 6.18 trang 109 -" Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí"

KF - hệ số tải trọng khi tính về uốn :

khớp khi tính về uốn, trị số của l<Fa đối với bánh răng nghiêng tra ở bảng 6.14 trang 107 -

" Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí", với bánh răng thẳng Kpa

Đồ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

với V = 0,773 tính được ở trên, SF - hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn

khớp, tra trong bảng 6.15 trang 107 -" Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động

cơ khí", g0 - hệ số kẻ đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16 trang 107 -" Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí"Ta CÓ

Ti = 730157MPa, m = 4mm, bw = mm, dwi = 148mm với £a = 1,76, YE

= 1/1,76 =

0, 568, Yp = 1, Zvi = Zi =37, Zv2 = z2 = 103 theo bảng 6.18 trang

hệ thống dẫn động cơ khí" ta được Ypi = 3,73,

YF2 = 3,6 Thay các giá trị vừa tính được vào

M = = [CTF]2.YR.YS.KXF = 216.1.1.029.1 = 222,264 MPa

với Ys = 1,08 - 0,0695ln(m) = 1,029

Ta thấy ơFl = 79,61 MPa < [o>J = 243,432 MPa

crF2 = 76,84MPa < [crFl]= 222,264 MPa

vậy thoả mãn về độ bền uốn

3.1.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Bánh răng khi làm việc có thể bị quá tái, thí dụ lúc mở máy, hãm máy với hệ

số quá tải

T

iy _ max _ 1 n

Kq,=^ = 1/3

O'ffimax = = 309,74.VŨ = 445,5MPa < = 952MPa

Cfimax = o>!Xqt = 79,61.1,3 = 103,49MPa < [o>]lmax =

360MPa o>2max = <?F2-Kqi = 76,84.1,3 = 99,89MPa <

[<7F]2raK = lllMPa

Bảng các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ BẢNG 3 : CÁC

THÔNG SỐ cơ BẢN CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ CẤP

42,780góc nghiêng răng số răng bánh

răng hệ số dịch chinh

3710300

BÀI 2 : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI

Truyền động đai được dùng để truyền chuyển động và mômen xoắn giữa các trục xa nhau Đai dược mắc nên hai bánh với lực căng ban đầu F0, nhờ

đó có thể tạo ra lực ma sát trên bề mặt tiếp xúc giữa đai và bánh đai và nhờ lực ma sát mà tải trọng được truyền đi

Thiết kế truyền đai gồm các bước :

Chọn loại đai

Xác định các kích thước và thông số bộ truyền

Xác định các thông số của đai theo chi tiêu về khả năng kéo của đai

và về tuổi thọ Xác định lực căng đai và lực tác dụng lên trục

Theo hình dạng tiết diện đai, phân ra : đai dẹt (tiết diện chữ nhật), đai hình thang (đai hình chêm), đai nhiều chêm (đai hình lược) và đai răng Dưới đây trình bày cách tính toán thiết kế bộ truyền đai phẳng (đai dẹt)

1. Chọn loại đai.

ở đây ta chọn loại đai vải cao su vì đai vải cao su gồm nhiều lớp vải và cao

su có độ bền mòn cao, đàn hồi tốt, ít bị ảnh hưởng bởi sự thay đổi của nhiệt độ và độ ẩm và thường được sử dụng rộng rãi

2. Xác định các thông số của bộ truyền.

Đồ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

tiết máy tập 2"Ti số truyền thực tế:

Sau khi tính song, cần cộng thêm từ 100 đến 400mm tuỳ theo

cánh nối đai Số vòng chạy của đai:

3. Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai.

Lực vòng được xác định theo công thức sau :

Đồ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

trị số tiêu chuẩn 5 = 5 (với số lớp là 5)

ứng suất cOs ích cho phép :

WÌF = Mo- CaCvC0 = 2,425.0,93.0,95.1 = 2,\A2MPa trong đó : với

bộ truyền đặt nằm ngang chọn er0 = 2MPa, theo bảng 4.9 trang 56 - "

Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ", ki = 2,7, k2 = 11, do đó

4. Xác định lực căng ban dầu và lực tác dụng lên trục.

Với ơữ = 2MPa đã chọn khi xác định [ơF ]0 ta tính được lực căng ban đầu :

Fữ = crữổ.b = 2.5.63 =

63CW Lực tác dụng lên trục :

Fr = 2F0siní—j = 1235,14iV

Đồ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : ĐOÀN YÊN THẾ

THẾ

PHẦN BA : THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN BÀI 1 : THIẾT KẾTRỤC

Trục dùng để đô các chi tiết quay, bao gồm trục tâm và trục truyền Trục tâm có thể

quay cùng với các chi tiết lắp trên nó hoặc không quay, chi chịu được lực ngang và mômen uốn

Trục truyền luôn luôn quay, có thể tiếp nhận đồng thời mômen uốn và mômen

xoắn Các trục trong hộp giảm tốc, hộp tốc độ là những trục truyền

Chi tiêu quan trọng nhất đối với phần lớn các trục là độ bền, ngoài ra là độ cứng

và đối với các trục quay nhanh là độ ổn định dao động

Tính toán thiết kế trục bao gồm các bước :

Chọn vật liệu

Tính thiết kế trục về độ bền

Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Trường hợp cần thiết tiến hành kiểm nghiệm trục về độ cứng Đối với trục quay nhanh còn kiểm nghiệm trục về độ ổn định dao động

1. Chọn vật liệu.

Vật liệu làm trục thường chọn thép 40x tôi cải thiện (dùng cho hộp giảm tốc tải

trung bình và không yêu cầu đặc biệt về điều kiện làm việc)

Với tải nặng trục quay nhanh dùng thép hợp kim

Thép 40x tôi cải thiện có, ơb = 950MPa, ơch = 550MPa

2. Tính thiết kế trục.

Tính toán thiết kế trục nhằm xác định đường kính và chiều dài và các đoạn trục

đáp ứng các yêu cầu về độ bền, kết cấu, lắp ghép và công nghệ Muốn vậy cần biết trị số, phương, chiều và điểm đặt của tải trọng (các lực) tác dụng lên trục, khoảng cách giữa các gối đd đến các chi tiết lắp trên trục.Tính thiết kế trục tiến hành theo các bước sau :

Xác định các lực tác dụng lên trục

Tính sơ bộ đường kính trục

Định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng

Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

2.1. Xác định các lực tác dụng lên trục.

Các lực chủ yếu tác dụng lên trục là mômen xoắn và các lực tác dụng khi ăn khớp

trong bộ truyền bánh răng, bộ truyền trục vít - bánh vít, lực căng đai, lực căng xích, lực lệch tâm do sự không đồng trục khi lắp hai nửa khớp

nối di động Trọng lượng bản thân trục và trọng lượng các chi tiết lắp trên trục chi được tính đến ở các cơ cấu tải nặng, còn các lực ma sát trong các ổ được bỏ qua.

a.Lực từ các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Như đã biết lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền được chia làm

ba phần : lực vòng Ft lực hướng tâm Fr và lực dọc trục Fa

Ở đây ta chi xét cho bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

- Sơ đồ phân tích lực :

Hình vẽ