ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY BÁNH RĂNG TRỤC VÍT

Đây là bản thuyết minh ĐỒ Án Chi Tiết Máy hệ dẫn động BÁNH RĂNG TRỤC VÍT, trình bày thuyết minh một cách đẹp mắt và sinh động giúp cho gảng viên cảm thấy thích mắt và thích thú. Đồng thời giúp cho khán giả đọc cảm thấy dễ hiểu dễ gần dễ làm việc.

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

Tính chọn động cơ điện

1.1.1 Chọn kiểu loại động cơ

Hiện nay, có hai loại động cơ điện chủ yếu là động cơ một chiều và động cơ xoay chiều, trong đó động cơ xoay chiều được ưa chuộng hơn do tính phù hợp với lưới điện hiện tại Đặc biệt, động cơ ba pha không đồng bộ rotơ giảm sốc (ngắn mạch) nổi bật với những ưu điểm như kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, giá thành thấp, và khả năng làm việc tin cậy Hơn nữa, động cơ này có thể kết nối trực tiếp vào lưới điện ba pha mà không cần biến đổi dòng điện.

1.1.2 Chọn công suất động cơ:

- Hiệu suất chung:      kn br d ol n tv

Tra bảng 2.3 trang 19 (sách tính toán thiết kế cơ khí - tập 1) Ta có:

 Hiệu suất bộ truyền bánh răng:  br 0,98

 Hiệu suất 4 cặp ổ lăng:  ol 0,991

 Hiệu suất bộ truyền trục vít: n tv 0,8

 Hiệu suất nối trục:  kn 1

Vậy hiệu suất chung được tính:     kn br ol 4 n tv 1.0,98.0,991 0,8 0,76 4 

Với các hệ thống dẫn động băng tải và xích tải, công suất làm việc có thể được tính toán chính xác nhờ vào việc biết trước lực kéo và vận tốc của băng tải.

- Do tải trọng của bộ truyền thay đổi nên ta phải tính tải trọng tương đương:

- Công suất cần thiết tính trên trục động cơ:

- Ta có P ct nên ta cần chọn động cơ có công suất thõa điều kiện: dc ct

- Xác định sơ bộ số vòng quay của trục công tác:

Phân phối tỉ số truyền

- Hệ truyền động cơ khí có khớp nối và hộp giảm tốc 2 cấp trục vít – bánh răng Tra bảng 2.4 trang 21 (sách tính toán thiết kế cơ khí - tập 1):

 Tỉ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp trục vít – bánh răng: u h 69

 Tỉ số truyền khớp nối: u kn 1

- Số vòng quay sơ bộ động cơ: c sb sb c lv 69.20,37 1405,53  lv u n n u n v ph

1.2.1 Chọn động cơ thực tế

- Điều kiện chọn động cơ phải thõa mãn:  dc dc ct sb 1,7 1405,53

- Mômen mở máy thõa điều kiện: mm 1,4 k dn

T  T ’ Tra bảng phụ lục 1.2 trang 235 (sách tính toán thiết kế cơ khí - tập 1):

Ta chọn động cơ điện DK:

Vận tốc quay cos T mm

Tính chính xác tỉ số truyền: 1420

- Chọn tỉ số truyền của bánh răng trụ 1 cấp u    3 5 

Tra bảng 3.1 trang 43 (sách tính toán thiết kế cơ khí - tập 1):

Ta chọn tỷ số truyền của cặp bánh răng chính xác là: u br 3,83

Vậy tỉ số truyền của bánh vít trục vít là: 69,7

1.2.2 Kiểm tra sai số về tỉ số truyền

- Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền: u u t   h u u br tv 3,83.18,2 69,706

 Thỏa điều kiện về sai số cho phép

1.3 Tính toán các thông số trên các trục

1.3.1 Tính công suất trên các trục

 Công suất trên trục I: PI Pdc 1,7  kW

 Công suất trên trục II: P II P I   br ol 1,7.0,98.0,991 1,65  kW

 Công suất trên trục III: P III P II   tv ol 2 1,65.0,8.0,991.0,991 1,29  kW

1.3.2 Tính số vòng quay trên các trục

 Tốc độ quay của trục I: nI ndc 1420 v ph

 Tốc độ quay của trục II: 1420 370,76  

 Tốc độ quay của trục III: 370,76 20,37  

 Tốc độ quay của trục công tác: nct nIII 20,37 v ph

1.3.3 Tính mômen xoắn trên các trục

Bảng 1.1- Thông số khi động cơ làm việc

Tính toán các thông số trên các trục

2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG (CẤP NHANH)

Với công suất bánh dẫn P = 1,7 kW không quá lớn, bộ truyền không yêu cầu đặc biệt nào Do đó, dựa trên quan điểm thống nhất hóa và tham khảo bảng 6.1 trang 92 trong sách "Tính toán thiết kế cơ khí - Tập 1", chúng ta có thể đưa ra lựa chọn phù hợp.

 Bánh răng nhỏ làm thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB   241 285   ,

 Bánh răng lớn cũng làm bằng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB   192 240   ,

- Thõa mãn điều kiện H1H210 15 HB

2.1.2 Tính các ứng suất cho phép

2.1.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:   H H 0 lim R v xH HL

- Ứng suất uốn cho phép:   F F lim 0 R s xF FC FL

- Trong bước tính thiết kế ta chọn sơ bộ lấy Z Z K R v xH 1 và Y Y K R s xF 1

- Bộ truyền quay 1 chiều nên K FC 1

Do đó các công thức trở thành:

THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG (CẤP NHANH)

Với công suất trên bánh dẫn P = 1,7 kW không quá lớn, bộ truyền không yêu cầu đặc biệt Do đó, theo quan điểm thống nhất hóa và dựa vào bảng 6.1 trong sách "Tính toán thiết kế cơ khí - Tập 1", chúng ta sẽ thực hiện lựa chọn phù hợp.

 Bánh răng nhỏ làm thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB   241 285   ,

 Bánh răng lớn cũng làm bằng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB   192 240   ,

- Thõa mãn điều kiện H1H210 15 HB

2.1.2 Tính các ứng suất cho phép

2.1.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:   H H 0 lim R v xH HL

- Ứng suất uốn cho phép:   F F lim 0 R s xF FC FL

- Trong bước tính thiết kế ta chọn sơ bộ lấy Z Z K R v xH 1 và Y Y K R s xF 1

- Bộ truyền quay 1 chiều nên K FC 1

Do đó các công thức trở thành:

 Với  H 0 lim ,  F lim 0 lần lượt là ứng suất tiếp và ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở

Tra bảng 6.2 trang 94 (sách tính toán thiết kế cơ khí - tập 1):

 Ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB 1 245

 Ta chọn độ rắn bánh lớn HB 2 230

Thay vào công thức (2) ta được:

 K HL , K FL là hệ số tuổi thọ được xác định bởi công thức:

 N (3) Với N HO , N FO là số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:

NHE và N FE là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Bộ truyền hoạt động với tải trọng biến đổi qua nhiều bậc, do đó được tính toán theo công thức cụ thể.

Trong bài viết này, c số lần ăn khớp trong một vòng quay được xác định là c=1 Tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét là t i = 4.300.2.4 = 9600 giờ, tương ứng với 4 năm, 300 ngày, mỗi ngày 2 ca và mỗi ca 4 giờ Số vòng quay n i được tính là 1420.

Theo (1.1) và (1.2) nên ta được:

- Do đây là bánh răng trụ răng thẳng nên:

2.1.2.2 Ứng suất quá tải cho phép

2.1.3 Truyền động bánh răng trụ

2.1.3.1 Xác định các thông số của bộ truyền

 k a 49,5 - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng trụ răng thẳng

 T111433,1Nmm - momen xoắn trên trục bánh chủ động

    H 481,82 MPa - ứng suất tiếp xúc cho phép

  ba 0,3 - các hệ số Tra bảng 6.6 trang 97 (sách tính toán thiết kế cơ khí - tập 1)

 Tra nội suy từ bảng 6.7 trang 98 (sách tính toán thiết kế cơ khí - tập 1)

KH   - sơ đồ bánh răng ứng với sơ đồ 6

Thay vào công thức trên ta được:  

Vậy ta chọn aw 90mm

2.1.3.2 Xác định các thông số ăn khớp a Xác định môđun: m0,01 0,02 aw 0,01 0,02 90 0,9 1,8  

Tra bảng 6.8 trang 99 (sách tính toán thiết kế cơ khí - tập 1) chọn m1,5 b Xác định số răng và góc nghiêng của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

Tỉ số truyền thực tế: 2

Sai lệch tỉ số truyền 1 3,83 3,83

Tổng số răng: z t   z 1 z 2 24 92 116  (răng) c Hệ số dịch chỉnh:

Do z 1 24 21 Tra bảng 6.9 trang 100 (sách tính toán thiết kế cơ khí - tập 1)

Tính lại khoảng cách trục: w 1,5.116 87

2 2 mzt a    mm d Các kích thước của bánh răng

Các đường kính vòng chia

Chiều rộng vành răng bw  aw ba 87.0,3 26,1 mm chọn b w 27mm

2.1.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Yêu cầu phải đảm bảo điều kiện:  H    H 481,82MPa

- Z M : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;

Tra bảng 6.5 trang 96 (sách tính toán thiết kế cơ khí - tập 1) ta chọn Z M 274

- Z H : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : 1 2 0

Tra bảng 6.12 trang 106 (sách tính toán thiết kế cơ khí - tập 1) Z H 1,76

-  a : Hệ số trùng khớp ngang được tính theo công thức gần đúng:

-  b : Hệ số trùng khớp dọc Do    0  b 0

- Z  : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

- bw 27mm: Chiều rộng vành răng

- K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với K H K K K H  Hv H 

Hệ số KH β phản ánh sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng, với giá trị ψ bd là 0,768 Qua việc nội suy từ bảng 6.7 trang 98 trong sách "Tính toán thiết kế cơ khí - Tập 1", ta có giá trị KH β là 1,0284.

Hệ số KH  phản ánh sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp trong bộ truyền bánh răng thẳng, với giá trị K H  = 1 Đường kính lăn của bánh răng đầu tiên là d1 = dw1 = 36,02 mm và của bánh răng thứ hai là d2 = dw2 = 137,96 mm.

Số vòng quay của bánh chủ động n1 1420v ph

60000 60000 vd n    m s tra bảng 6.13 trang 106 (sách tính toán thiết kế cơ khí - tập 1) với bánh răng trụ răng thẳng nên CCX 8

KHv: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp w w1

 H  Tra bảng 6.15 trang 107 (sách tính toán thiết kế cơ khí - tập 1) o 56 g  Tra bảng 6.16 trang 107 (sách tính toán thiết kế cơ khí - tập 1)

T  Nmm : Mômen xoắn trên bánh chủ động

Vậy hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: K H K K K H  Hv H  1,0284.1,17.1 1,2

- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 1   w1 w

- Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo công thức 6.1 trang 91 (sách tính toán thiết kế cơ khí - tập 1) ta có:

Với: + Cấp chính xác 8, Ra  2,5 1,5 m, Z R 0,95

+ Z v hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, với v  2,68  m s 

+ K xH hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng Đường kính đỉnh răng:

Theo công thức ta được:      H '  H Z Z K R v xH 481,82.0,938.0,95.1 429,35 MPa Vậy  H 423MPa   H ' 429,35 MPa Điều kiện về độ bền tiếp xúc thõa mãn

2.1.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

- Để thõa mãn về độ bền uốn thì: 1 1 1   1 w w1

 T 1 Mô men xoắn trên bánh chủ động T 1 11433,1Nmm

 b w Chiều rộng vành răng b w 27mm

 d w1 Đường kính vòng lăn của bánh chủ động d w1 36,02mm

 Y  Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng 1 1

 Y  Hệ số kể đến độ nghiêng của răng Bánh răng trụ răng thẳng Y  1

 Y F 1 Hệ số dạng bánh răng 1 1 1 24 v cos z z

 K F Hệ số tải trọng khi tính về uốn K F K K K F  Fa Fv

Hệ số K F  được sử dụng để điều chỉnh sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng khi thực hiện tính toán về uốn Để xác định hệ số này, cần tra cứu nội suy từ bảng 6.7 trên trang 98 của sách tính toán thiết kế cơ khí.

- tập 1) với  bd 0,768 ta được K F  1,0668

Hệ số K Fa phản ánh sự phân bố không đồng đều của tải trọng giữa các đôi răng khi chúng ăn khớp với nhau trong quá trình tính toán uốn Đối với bánh răng trụ răng thẳng, giá trị của K Fa được xác định là 1.

 K Fv Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn: w w1 1

Với:  F 0,016 Tra bảng 6.15 trang 107 (sách tính toán thiết kế cơ khí - tập 1) o 56 g  Tra bảng 6.16 trang 107 (sách tính toán thiết kế cơ khí - tập 1)

Vậy K F 1,0668.1.1,456 1,553 Ứng suất uốn là: 1   1

- Tính chính xác ứng suất uốn cho phép:     F 1 '   F 1 Y Y K R s xF

 Y R Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt lượn chân răng, thông thường Y R 1

 Y s Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

 K xF Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Vậy nên  F 148,2MPa   F 1 ' 265,1 MPa Điều kiện về độ bền uốn trên bánh răng 1 được thõa mãn

- Để thõa mãn về độ bền uốn thì: 2 1 2   2

YF Hệ số dạng bánh răng 1 1 1 24 v cos z z

   Tra nội suy từ bảng 6.18 trang 109 (sách tính toán thiết kế cơ khí - tập 1) Y F 1 3,39

YF Hệ số dạng bánh răng 2 2 2 92 v cos z z

   Tra nội suy từ bảng 6.18 trang 109 (sách tính toán thiết kế cơ khí - tập 1) Y F 2 3,6065

 F ứng suất uốn của bánh răng 1  F 1 48,2MPa

- Tính chính xác ứng suất uốn cho phép:      F 2 '  F 2 Y Y K R s xF

Vậy nên  F 2 51,28MPa   F 2 ' 248,87 MPa Điều kiện về độ bền uốn trên bánh răng 2 được thõa mãn

2.1.4 Kiểm nghiệm răng về quá tải

- Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt: max   max

Ta có:  H 423MPa H max 423 1, 4 500,5 MPa   H max 1260MPa

- Đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

Với  F 1 max 464 MPa và  F 2 max 360 MPa

F1max F 1K qt 48,2.1,4 67,48MPa F 1 max 464MPa

F 2 max F 2K qt 51,28.1,4 71,8MPa F 2 max 360MPa

2.1.5 Bảng thống kê các thông số của bộ truyền bánh răng

3 Chiều rộng vành răng b 1 28mm b 2 27mm

8 Đường kính chia d136mm d 2 138mm

9 Đường kính đáy răng d f 132,25mm d f 2 134,25mm

10 Đường kính đỉnh răng d a 1 39mm d a 2 141mm

11 Đường kính vòng lăn d w1 36mm d w2 138mm

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT (CẤP CHẬM)

2.2.1 Chọn vật liệu Để thuận tiện trong thiết kế, ta có thể dựa vào trị số của vận tốc trượt được tính theo công thức gần đúng sau đây để chọn vật liệu bánh vít:

 n 1 là số vòng quay của trục vít  v ph 

 T 2 là mô men xoắn trên trục bánh vít  Nmm 

Vì vs 1, 41 m s2 m s nên ta dùng gang để chế tạo bánh vít

Tra bảng 7.1 trang 146 (sách tính toán thiết kế cơ khí - tập 1):

Ta chọn vật liệu bánh vít thuộc loại III: CH 15-32 có  b 150MPa,  bu 320MPa 2.2.2 Xác định ứng suất cho phép

2.2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép

Với vật liệu bánh vít thuộc loại III: CH 15-32 có  b 150MPa,  bu 320MPa

Tra nội suy từ bảng 7.2 trang 148 (sách tính toán thiết kế cơ khí - tập 1)

2.2.2.2 Ứng suất uốn cho phép

Vì bánh vít làm bằng gang với bộ truyền quay 1 chiều nên ứng suất uốn được xác định như sau:    F 0,12  bu 0,12.320 38,4 MPa

2.2.2.3 Ứng suất cho phép khi quá tải

Với bánh vít bằng gang:    

2.2.3 Tính toán truyền động trục vít về độ bền

2.2.3.1 TÍnh toán các thông số cơ bản của bộ truyền a Khoảng cách trục:    

 z 2 số răng bánh vít, với 28 z 2 80

 q hệ số đường kính trục vít

Chọn sơ bộ: q0,28z 2 0,28.36 10,08 Tra bảng 7.3 trang 150 (sách tính toán thiết kế cơ khí - tập 1) chọn q 10

 T 2 mômen xoắn trên trục bánh vít:

 K H hệ số tải trọng Chọn sơ bộ K H 1,2

    H Ứng suất tiếp xúc cho phép    H 147,7MPa

  Theo bảng 7.3 trang 150 (sách tính toán thiết kế cơ khí - tập 1) chọn môđun tiêu chuẩn m8

2 2 a  m q z    mm Lấy a w 185mm c Hệ số dịch chuyển: w  2   

 Vậy 0, 7 x 0,125 0, 7 thõa mãn điều kiện

2.2.3.2 Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít cua bộ truyền được thiết kế phải thoả mãn điều kiện sau:

 K Hv hệ số tải trọng động

    Tra bảng 7.6 trang 153 chọn cấp chính xác là 8 (Cách gia công: Trục vít có độ rắn HB