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.
Trang 1
LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án môn học Chi tiết máy là một đồ án chuyên nghành chính của sinh viên nghành cơ khí Việc tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khi là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức quan trọng cho sinh viên về kết cấu máy.
Nội dung đồ án bao gồm những vấn đề cơ bản trong thiết kế máy và hệ thống dẫn động; tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc; thiết kế kết 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 về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác Thuật ngữ và khí hiệu dùng trong đồ án dựa theo tiêu chuẩn nhà nước, phù hợp với thuật ngữ và kí hiệu quốc tế.
Khi thiết kế đồ 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 tế sản 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 nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án môn học này Khi thực hiện đồ án trong tính toán còn có nhiều sai sót em xin trân trọng cảm ơn những ý kiến, chỉ dẫn của thầy
Trang 2BÀI 1 : MỤC ĐÍCH NỘI DUNG YÊU CẦU THIẾT KẾ 2 BÀI 2 : ĐỘNG CƠ ĐIỆN - HỘP GIẢM TỐC – TÍNH TOÁN HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG 5
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ PHẦN MỘT : HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ – CƠ SỞ THIẾT KẾ VÀ TÍNH
Vận dụng các kiến thức đã học của các môn chi tiết máy, nguyên lý máy, côngnghệ 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 nguyênliệu … Chủ yếu là thiết kế hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài
Một bản vẽ lắp A0
Trang 3Một 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 thiết 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 của hệ thống dẫn động
-Xác định công suất cần thiết số vòng quay hợp lý của động cơ điện từ đó chọnđược động cơ điện cụ thể (Thường chọn động cơ 4A)
-Xác định tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống (ut)
Phân phối tỉ số truyền cho từng bộ truyền
Lập bảng công suất mômen xoắn số vòng quay cho từng trục
-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 thônghơi
-Tính chọn bôi trơn hộp giảm tốc
Bôi trơn các ổ đỡ (dầu hoặc mỡ)
Bôi trơn các bộ truyền
Phương pháp bôi trơn (Sương mù, dòng bôi trơn, bắn, phun…)
-Điều chỉnh 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
Trang 4Thông 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 mỡ, thời hạn điều chỉnh ổ lăn, sự ăn khớp của bánh răng,
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 chỉ tiêu làm việc, độ bền, tuổi thọ
và cả độ tin 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, rẻtiền, có trên thị trường)
Chọn dạng công nghệ gia công hợp lý
Vận dụng các tiêu chuẩn ngành, tiêu chuẩn nhà nước để chọn tối đa các chitiết đã được tiêu chuẩn hóa ví dụ : Ổ lăn, bánh đai
Lựa chọn có căn cứ hợp lý các kiểu lắp, dung sai, cấp chính xác nhám bề mặt
các chi tiết
Trang 5BÀI 2 : ĐỘNG CƠ ĐIỆN - HỘP GIẢM TỐC – TÍNH TOÁN HỆ THỐNG DẪN
ĐỘNG.
1 Động cơ điện
Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ là giaiđoạn đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy Trong trường hợp dùnghộp giảm tốc và động cơ biệt lập, việc chọn đúng loại động cơ có ảnh hưởng rấtnhiều đến việc lựa chọn và thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền ngoàihộp Muốn chọn đúng động cơ cần hiểu rõ đặc tính và phạm vi sử dụng củatừng loại, đồng thời cần chú ý đến yêu cầu làm việc cụ thể của thiết bị cầnđược dẫn động
1.1 Các loại động cơ điện
1.1.1 Động cơ điện một chiều
Cho phép thay đổi trị số của momen và vận tốc góc trong phạm vi rộng, đảmbảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, do đó được dùng rộng rãi trongcác thiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thínghiệm …
Nhược điểm của chúng là đắt, riêng loại động cơ điện một chiều lại khó kiếm vàphải tăng thêm vốn đầu tư để đặt các thiết bị chỉnh lưu
1.1.2 Động cơ điện xoay chiều ba pha.
Trang 6a) 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 sốcủa tải trọng và thực tế không điều chỉnh được
So với động cơ ba pha không đồng bộ, động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểmhiệu suất và cosϕ hệ số quá tải lớn, nhưng có nhược điểm : Thiết bị tương đốiphức tạp, giá thành tương đối cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ
Vì vậy động cơ ba pha đồng bộ được sử dụng trong những trường hợp hiệu suấtđộng cơ và trị số cosϕ 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 bảochặt 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 lồngsóc
Động cơ ba pha không đồng bộ roto dây quấn cho phép điều chỉnh vận tốctrong một phạm vị nhỏ (khoảng 5%), có dòng điện mở máy nhỏ nhưng hệ sốcông suất cosϕ thấp, giá thành cao, kích thước lớn và vận hành phức tạp, dùngthích hợp khi cần điều chỉnh trong phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp củadây truyền công nghệ đã được lắp đặt
Động cơ ba pha không đồng bộ roto lồng sóc có ưu điểm : Kết cấu đơn giản, giáthành tương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lướiđiện ba pha không cần biến đổi dòng điện Nhược điểm của nó là : Hiệu suất và
hệ số công suất thấp (So với động cơ ba pha đồng bộ), không điều chỉnh đượcvận tốc (so với động cơ một chiều và động cơ ba pha không đồng bộ roto dâyquấn)
Chú ý : Các hệ thống dẫn động cơ khí thương sử dụng động cơ điện xoay chiều
ba pha không đồng bộ roto lồng sóc vì những ưu điểm của loại động cơ này Đểdẫn 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
η
t ct
P
P = (1-1)
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)
Trang 7η - hiệu suất của toàn bộ hệ thống
η = η1.η2.η3… (1-2)
với η1,η2,η3 là hiệu suất của các bộ truyền và của các cặp ổ trong hệ thống dẫnđộng, chọn theo bảng 2.3 trang 19 – “Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơkhí”
η = ηK.ηol3.ηbr2.ηđ = 0,99.0,993.0,972.0,96 = 0,868
với : ηK - hiệu suất nối trục đàn hồi
ηol - hiệu suất 1 cặp ổ lăn
ηbr - hiệu suất một cặp bánh răng trong hộp giảm tốc
ηđ - hiệu suất bộ truyền đai
Theo công thức (1-1) :
9 , 217
868 , 0
=
= η
t ct
nđb lớn Nhưng nđb cao thì việc giảm tốc khó, tức là phải sử dụng hệ thống dẫnđộng với tỉ số truyền lớn hơn, kết quả là kích thước và giá thành các bộ truyềntăng lên(nên thường chọn động cơ có nđb≈ 1500vòng/phút)
Bảng 2.4 trang 21 - “Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí” là bảngtham khảo để chọn tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hệ thống dẫn động
Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động được tính theo công thức sau :
với nlv - số vòng quay của trục máy công tác
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ nđb = 1500 (vòng/phút)
Trang 8Theo bảng phụ lục 1.3 với Pct = 9,217kW nđb = 1500 (vòng/phút) dùng động cơ
4A132M4Y3 có Pct = 11kW nđb = 1458 (vòng/phút), = 2 > = 1 , 3
T
T T
dn K
Vì động cơ làm việc với tải trọng không đổi nên trong trường hợp này công suấtđộng cơ được xác định theo công suất tính toán gắn với độ dài thời gian làmviệc :
Pt = Ptg
2 Hộp giảm tốc
Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyềnkhông đổi và đuợc dùng để giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn và là bộmáy trung gian giữa động cơ điện và bộ phận làm việc của máy công tác.Tuỳ theo tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc, người ta phân ra : hộp giảm tốcmột 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
Tính toán động học hệ thống dẫn động cơ khí được thực hiện theo các bước sau:
n
n u
trong đó: nđc - số vòng quay động cơ đã chọn( vg/ph )
nlv - số vòng quay của trục máy công tác( vg/ph )
2.2.Phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống u t , cho hộp giảm tốc u h và bộ truyền ngoài u n
ut = uh.un
Trang 9Đây là hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng dạng khai triển nên ta chọn uh =
20 → un = 2 , 278
20
563 ,
=
h
tu u
Phân phối tỉ số truyền uh cho từng bộ truyền trong hộp giảm tốc :
563 , 45 2
u
n
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 bộtruyền, trục và ổ
1458
d
dcn
913 , 638
760 , 8 10 55 , 9 10 55 ,
913 , 638
257 , 105
412 , 8 10 55 , 9
10 55 ,
Trang 1032
29 , 3
257 , 105
32
078 , 8 10 55 , 9
10 55 ,
trong đó : Pct - công suất cần thiết trên trục động cơ
uđ - tỉ số truyền của bộ truyền đai
u1, u2 - tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm trong hộp giảm tốc haicấp
ηđ, ηol, ηbr - 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 dẫnđộng cơ khí ”
Kết quả tính toán được ghi thành bảng như sau :
BẢNG 1 : CÔNG SUẤT - TỈ SỐ TRUYỀN - SỐ VÒNG QUAY - MÔMEN
Trang 11răng như gẫy, trong đó nguy hiểm nhất là tróc rỗ mặt răng và gãy răng Đó làcác phá hỏng mỏi do tác dụng lâu dài của ứng suất tiếp và ứng suất uốn thayđổi có chu kỳ gây nên Ngoài ra răng có thể bị biến dạng dư, gẫy giòn lớp bềmặt, hoặc phá hỏng tĩnh ở chân răng do quá tải Vì vậy khi thiết kế cần tiếnhành 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 ứng suất cho phép
- Tính sơ bộ kích thước của một bộ truyền, trên cơ sở đó xác định các yếu tốảnh hưởng đến khả năng làm việc của bộ truyền rồi tiến hành kiểm nghiệmrăng 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 thiếtkế
- 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 bộtruyền này có khả năng chạy mòn
- Nhóm II có độ rắn HB ≥ 350, bánh răng được tôi thể tích, tôi bề mặt, thấmcacbon, thấm nitơ… Do đó độ rắn mặt răng cao cho nên phải gia công trước khinhiệt 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 nghệkhông cao và cũng không có yêu cầu về kích thước nhỏ gọn do đó vật liệu làmbánh 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 Iphải chú ý tới tần số chịu tải cuả răng và khả năng chạy mòn của răng Trongcùng một thời gian làm việc thì bánh răng nhỏ chịu tải nhiều lần hơn bánh rănglớn vì n1 = u.n2 Để đảm bảo sức bền đều của răng và khả năng chạy mòn của
bộ truyền nên nhiệt luyện bánh răng lớn có độ rắn mặt răng thấp hơn bánhrăng nhỏ
HB1 = HB2 + ( 10 ÷ 15 )
Trang 12Đối 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 bảng6.1 trang 92 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
σ
trong đó : ZR - hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng
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 ảnh hưởng của hệ số tập trung ứng suất
KxF - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước của bộ truyền bánhrăng (ứng suất uốn)
Trang 13Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180…350 có :
KFC- hệ số kể đến ảnh hưởng của động cơ làm việc một chiều, hai chiều :
KFC = 1 với động cơ một chiều
KFC = 0,7 ÷ 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 địnhtheo các công thức sau :
m H
HE
HO HL
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 lượnchân răng
mF = 9 khi độ rắn mặt răng HB > 350 và không mài mặt lượn chân răng
NFO - số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
NFO = 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
Trang 14Suy ra : NHE1 = NFE1 = 60.1.650,893.8.5.300 = 46,864.107
σ
[ ] 1 509 , 091
1 , 1
414
F
Ứng suất quá tải cho phép :
-Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :
1
.
).
1 (
ba H
H a
w
u
K T u
K a
ψ σ
β+
trong đó : Ka - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng tra ở bảng 6.5trang 96 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
Trang 15T1 - mômen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm
[σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép
u - tỉ số truyền
w
w ba
ψbd = 0 , 53 ψba ( u + 1 ) = 0 , 53 0 , 3 ( 6 , 07 + 1 ) = 1 , 124 do đó theo 6.7 KH β
= 1,181
3 , 0 07 , 6 8 , 481
181 , 1 131000 ).
1 07 , 6 (
5 ,
β
cos 2
) ( z1 z2m
(2-6)Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ta có góc nghiêng β = 0, từ (2-6)xác định được số răng bánh nhỏ :
) 1 07 , 6 (
5 , 3
250 2 )
1 (
2
+
= +
=
u m
a
Lấy z1= 20
Số răng bánh lớn :
z2 = u.z1 = 6,07.20 = 121,4
Lấy z2 = 121
Tổng số răng zt = z1 + z2 = 20 + 121 = 141 do đó tỉ số truyền thực là :
Trang 162
250 ) (
5 ,
=
t y
z
y k
Theo bảng 6.10a trang 101 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”tra được kx = 0,315
1000
141 315 , 0 1000
5 ,
z
y z z x x
→ x2 = xt – x1 = 0,973 – 0, 154 = 0,819
250 2
20 cos 5 , 3 141
2
cos cos
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 điềukiện sau :
2 1
1
.
1 2
w w
H H
M H
d u b
u K T Z Z
ZH - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Trang 171 , 698
955 , 21 2 sin
0 cos 2 2
sin
cos 2
Z
α β
trong đó βb - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
Trị số của ZH cũng có thể tra trong bảng 6.12 trang 106 - “ Tính toánthiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
Zε- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau :
ε ε ε
4 (
=
= π
1 2 , 3 88 , 1 cos 1 1 2 , 3 88 , 1
2 1
Vậy 0 , 877
3
694 , 1
=ε
Z
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ
1 050 , 6
250 2 1
2
+
= +
=
m
w w
trong đó n1 – là số vòng quay của bánh nhỏ (bánh chủ động)
Với v = 2,371 m/s theo bảng 6.13 trang 106 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫnđộng cơ khí ” dùng cấp chính xác 8
KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = KH β.KH α.KHv = 1,181.1.1,115 = 1,317
Trang 18trong đ ó : KHβ - là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộngvành răng, tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơkhí ”
KH α - là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôirăng đồng thời ăn khớp, trị số của KH α đối với bánh răng nghiêng tra ở bảng6.14 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, với bánh răngthẳng KH α = 1
KHv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kớp, trị số
KHv tính theo công thức sau:
1 181 , 1 131000
2
922 , 70 250 3 , 0 676 , 6 1
2
1
ν
H H
w w H Hv
K K T
d b
050 , 6
250 371 , 2 73 006 , 0
H
u
a v g
δ ν
với v = 2,371 tính được ở trên, δH - hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ănkhớp, 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 :
922 , 70 050 , 6 250 3 , 0
1 050 , 6 317 , 1 131000
2 877 , 0 698 , 1
=
H
Theo(2-1) với v = 2,371m/s, với v< 5m/s Zv = 1, với cấp chính xác động học là
8, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám Rz
] [
H
H H
σ
σ σ
2,9% < 4% thoả mãn độ bền tiếp xúc
3.1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ứng suất sinh ra tại chân răng phải thoả mãn điều kiện sau :
.
2
1 1
1 1
w w
F F
F
m d b
Y Y Y K T
F
F F F
Y
Y
σ σ
Trang 19trong đó : T1 – mômen xoắn trên bánh chủ động
Yβ - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng Yβ = 1
YF1, YF2 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răngtương đương và hệ số dịch chỉnh, tra trong bảng 6.18 trang 109 - “ Tính toánthiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
KF - hệ số tải trọng khi tính về uốn :
KF = KF β.KF α.KFv = 1,376.1.1,263 = 1,738
với KF β là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vànhrăng khi tính về uốn, tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính toán thiết kế hệ thốngdẫn động cơ khí ”
KF α là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồngthời ăn khớp khi tính về uốn, trị số của KF α đối với bánh răng nghiêng tra ở bảng6.14 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, với bánh răngthẳng KF α = 1
KFv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kớp khi tính vềuốn, trị số KFv tính theo công thức sau:
1 376 , 1 131000
2
922 , 70 250 3 , 0 802 , 17 1
2
1
ν
F F
w w F Fv
K K T
d b K
050 , 6
250 371 , 2 73 016 , 0
F
u
a v g
δ ν
với v = 2,371 tính được ở trên, δF - hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ănkhớp, 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 T1 = 131000MPa, m = 3,5mm, bw = 75mm, dw1 = 70,922mm với εα =1,694, Yε = 1/1,694 = 0,590, Yβ = 1, zv1 = z1 =20, zv2 = z2 = 121 theo bảng 6.18trang 109 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” ta được YF1 = 3,89,
YF2 = 3,47
Thay các giá trị vừa tính được vào (2-8) ta được :
Trang 2056 , 136
5 , 3 922 , 70 250 3 , 0
89 , 3 1 590 , 0 738 , 1 131000
, 3
47 , 3 136 , 56
1
2 1
F
F F F
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
σH1max = σH Kqt = 421 , 247 1 , 3 = 480 , 295 MPa < [ σH]max = 1260 MPa
σF1max = σF1 Kqt = 56 , 136 1 , 3 = 62 , 977 MPa < [ σF]1max = 464 MPa
σF2max = σF2 Kqt = 50 , 075 1 , 3 = 65 , 098 MPa < [ σF]2max = 360 MPa
Bảng các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ
Trang 21BẢNG 2 : CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ CẤP NHANH
dw1 = 2aw/(um + 1) = 70,922mm
dw2 = dw1u = 429,078mm
da1 = d1 + 2(1 + x1 - ∆y)m = 77,77mm
da2 = d1 + 2(1 + x2 - ∆y)m = 435,925mm
df1 = d1 – (2,5 – 2x1)m = 62,328mm
df2 = d2 – (2,5 – 2x2)m = 420,483mm
db1 = d1cosα = 65,778mm
db2 = d2cosα = 397,96mmTheo TCVN 1065-71, α = 200
.
).
1 (
ba H
H a
w
u
K T u
K a
ψ σ
β+
Trang 22trong đó : Ka - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng tra ở bảng 6.5trang 96 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
T2 - mômen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm
[σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép
ψbd = 0 , 53 ψba ( u + 1 ) = 0 , 53 0 , 4 ( 3 , 29 + 1 ) = 0 , 909do đó theo 6.7 KH β = 1,061
4 , 0 29 , 3 8 , 481
061 , 1 763000 ).
1 29 , 3 (
5 ,
β
cos 2
) ( z1 z2m
(2-11)Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ta có góc nghiêng β = 0, từ (2-11)xác định được số răng bánh nhỏ :
) 1 29 , 3 (
5 , 3
294 2 )
1 (
=
u m
a
Lấy z1= 39
Số răng bánh lớn :
z2 = u.z1 = 3,29.39 = 128,310
Lấy z2 = 128
Trang 232
295 ) (
5 ,
=
t y
z
y k
Theo bảng 6.10a trang 101 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”tra được kx = 0,171
1000
167 171 , 0 1000
5 ,
z
y z z x x
→ x2 = xt – x1 = 0,815 – 0,198 = 0,617
295 2
20 cos 5 , 3 167
2
cos cos
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 điềukiện sau :
2 1
1
.
1 2
w w
H H
M H
d u b
u K T Z Z
ZH - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Trang 241 , 715
419 , 21 2 sin
0 cos 2 2
sin
cos 2
Z
α β
trong đó βb - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
Trị số của ZH cũng có thể tra trong bảng 6.12 trang 106 - “ Tính toánthiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
Zε- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau :
ε ε ε
4 (
=
= π
1 2 , 3 88 , 1 cos 1 1 2 , 3 88 , 1
2 1
Vậy 0 , 862
3
773 , 1
=ε
Z
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ
1 282 , 3
295 2 1
2
+
= +
=
m
w w
trong đó n1 – là số vòng quay của bánh nhỏ (bánh chủ động)
Với v = 0,759 m/s theo bảng 6.13 trang 106 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫnđộng cơ khí ” dùng cấp chính xác 9
KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = KH β.KH α.KHv = 1,061.1.1,032 = 1,095
Trang 25trong đ ó : KHβ - là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộngvành răng, tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơkhí ”
KH α - là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôirăng đồng thời ăn khớp, trị số của KH α đối với bánh răng nghiêng tra ở bảng6.14 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, với bánh răngthẳng KH α = 1
KHv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kớp, trị số
KHv tính theo công thức sau:
1 061 , 1 763000
2
786 , 137 295 4 , 0 152 , 3 1
2
1
ν
H H
w w H Hv
K K T
d b
282 , 3
295 759 , 0 73 006 , 0
H
u
a v g
δ ν
với v = 0,759 tính được ở trên, δH - hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ănkhớp, 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 :
786 , 137 282 , 3 295 4 , 0
1 282 , 3 095 , 1 763000
2 862 , 0 715 , 1
=
H
Theo(2-1) với v = 0,759m/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
] [
σ
σ σ
không thoả mãn điều kiện
bền tiếp xúc, vậy ta phải chọn lại ψba = 0 , 35
⇒ψbd = 0 , 53 ψba ( u + 1 ) = 0 , 53 0 , 35 ( 3 , 29 + 1 ) = 0 , 796do đó theo 6.7 KH β = 1,05
35 , 0 29 , 3 8 , 481
05 , 1 763000 ).
1 29 , 3 (
5 ,
Trang 26Chọn m = 3,5
Số răng bánh nhỏ :
) 1 29 , 3 (
5 , 3
306 2 )
1 (
=
u m
a
Lấy z1= 40
2
300 ) (
5 ,
=
t y
z
y k
Theo bảng 6.10a trang 101 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”tra được kx = 0,015
1000
171 015 , 0 1000
5 ,
z
y z z x x
→ x2 = xt – x1 = 0,217 – 0,052 = 0,165
300 2
20 cos 5 , 3 171
2
cos
w
t tw
Trang 271 , 750
390 , 20 2 sin
0 cos 2 2
sin
cos 2
Z
α β
131
1 40
1 2 , 3 88 , 1 cos 1 1 2 , 3 88 , 1
2 1
−
εα
z z
Vậy 0 , 861
3
776 , 1 4
=
−
=ε
Z
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ
1 275 , 3
300 2 1
2
+
= +
=
m
w w
2
351 , 140 300 35 , 0 24 , 3 1
2
1
ν
H H
w w H Hv
K K T
d b
275 , 3
300 773 , 0 73 006 , 0
H
u
a v g
δ ν
Thay các giá trị vừa tính được, ta được :
351 , 140 275 , 3 300 35 , 0
1 275 , 3 081 , 1 763000
2 861 , 0 750 , 1
] [
σ
σ σ
thoả mãn điều kiện bềntiếp xúc
3.1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ứng suất sinh ra tại chân răng phải thoả mãn điều kiện sau :
.
2
1 1
1 2
w w
F F
F
m d b
Y Y Y K T
F
F F F
Trang 28dw1 - đường kính vòng lăn bánh chủ động
Yε = 1/ε - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với εα là hệ số trùngkhớp ngang
Yβ - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng Yβ = 1
YF1, YF2 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răngtương đương và hệ số dịch chỉnh, tra trong bảng 6.18 trang 109 - “ Tính toánthiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
KF - hệ số tải trọng khi tính về uốn :
KF = KF β.KF α.KFv = 1,12.1.1,075 = 1,203
với KF β là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vànhrăng khi tính về uốn, tra ở bảng 6.7 trang 98 - “ Tính toán thiết kế hệ thốngdẫn động cơ khí ”
KF α là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồngthời ăn khớp khi tính về uốn, trị số của KF α đối với bánh răng nghiêng tra ở bảng6.14 trang 107 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”, với bánh răngthẳng KF α = 1
KFv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kớp khi tính vềuốn, trị số KFv tính theo công thức sau:
1 12 , 1 763000
2
351 , 140 300 35 , 0 641 , 8 1
2
1
ν
F F
w w F Fv
K K T
d b K
275 , 3
300 773 , 0 73 016 , 0
F
u
a v g
δ ν
với v = 0,773 tính được ở trên, δF - hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ănkhớp, 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 T1 = 749000MPa, m = 3,5mm, bw = 105mm, dw1 = 140,351mm với εα=1,776, Yε = 1/1,776 = 0,563, Yβ = 1, zv1 = z1 =40, zv2 = z2 = 131 theo bảng 6.18trang 109 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” ta được YF1 = 3,63,
YF2 = 3,55
Thay các giá trị vừa tính được vào (3-8) ta được :
5 , 3 351 , 140 105
63 , 3 1 563 , 0 203 , 1 763000
, 3
55 , 3 366 , 84
1
2 1
F
F F F
Y
Y
σ
Trang 29Từ (3-2) ta có
0 lim
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
σH1max = σH Kqt = 421 , 244 1 , 3 = 480 , 292 MPa < [ σH]max = 1260 MPa
σF1max = σF1 Kqt = 84 , 366 1 , 3 = 109 , 676 MPa < [ σF]1max = 464 MPa
σF2max = σF2 Kqt = 82 , 507 1 , 3 = 107 , 259 MPa < [ σF]2max = 360 MPa
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
dw1 = 2aw/(um + 1) = 140,351mm
dw2 = dw1u = 459,649mm
da1 = d1 + 2(1 + x1 - ∆y)m = 147,343mm
da2 = d2 + 2(1 + x2 - ∆y)m = 466,634mm
Trang 30αt = arctg(tgα/cosβ) = 200
αtw = arccos(acosαt/aw) = 20,3900
xt = 0,217
εα = 1,776
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 Fo, 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 chỉ 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)
2 Xác định các thông số của bộ truyền.
2.1 Đường kính của bánh đai nhỏ được xác định theo công thức thực nghiệm sau :
Trang 31d ( 5 , 2 6 , 4 ) 3 T ( 5 , 2 6 , 4 ) 3 60000 ( 203 , 575 250 , 554 ) mm
1
Trong đó T1 = 60000Nmm – mômen xoắn trên trục bánh đai nhỏ
Chọn đường kính d1 theo tiêu chuẩn, d1 = 250mm
60000
1458 250 14 , 3 60000
Chọn đường kính d2 theo tiêu chuẩn, d2 = 560mm theo bảng (20.15) hoặc
trang 24 – “Chi tiết máy tập 2”
Tỉ số truyền thực tế :
( ) 250 ( 1 0 , 01 ) 2 , 263
560 1
263 , 2 282 ,
u
u u
2.2.Khoảng cách trục được xác định theo công thức sau :
1400 4
250 560 2
560 250 14 , 3 1400 2 4
2 2
2 2
1 2 2
+
Sau khi tính song, cần cộng thêm từ 100 đến 400mm tuỳ theo cánh nối đai
Số vòng chạy của đai :
088861 ,
4
067 ,
Trang 323 Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai.
Lực vòng được xác định theo công thức sau :
217 , 9 1000
5 , 2
1 , 1 173 , 483
.
=
=
= δ σ
Trang 33trong đó : Kđ = 1,1 - hệ số tải trọng động tra ở bảng 4.7 trang 55 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ”
Theo bảng 4.1 lấy b = 50mm
Chiều rộng bánh đai : B = 63mm tra bảng 21 – 16 trang 164 - “ Tính toán thiết
kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 2 ”
4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.
Với σ0 = 1 , 8 MPa đã chọn khi xác định [ ] σF 0 ta tính được lực căng ban đầu :
F0 = σ0δ b = 1 , 8 6 , 25 50 = 562 , 500 N
Lực tác dụng lên trục :
Fr F 1118 , 183 N
2 sin
Trục dùng để đỡ 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, chỉ chịu được lựcngang 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
Chỉ 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.
Trang 34Vật liệu làm trục thường chọn thép 45 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 45 tôi cải thiện có S = 100mm, độ rắn HB192 240,σb = 750 MPa,
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 chỉ 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 chỉ xét cho bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
- Sơ đồ phân tích lực :
Trang 35
2
t f
Trang 36
Fr - lực hướng tâm, có phương hướng kính; có chiều hướng vào tâm trục quay.
- Trị số :
d
T F F
w t
922 , 70
131000
2 2
1
1 2
w t
351 , 140
763000
2 2
3
2 4
Fr3 = Fr4 = Ft3 tg αtw = 4041 , 376 N
b) Lực tác động từ bộ truyền bên ngoài
Đối với bộ truyền đai, lực tác dụng lên trục Fr do lực căng đai tạo lên có :
- Phương hướng tâm
Trang 37- Chiều hướng từ tâm bánh đai lắp trên trục đến tâm bánh đai kia
- Điểm đặt nằm trên đường tâm trục
- Trị số Fr F 1118 , 183 N
2 sin
Khi sử dụng khớp nối trục di động, do tồn tại sự không đồng tâm của các trục được nối, tải trọng phụ sẽ xuất hiện
- Lực hướng tâm Fr = ( 0 , 2 0 , 3 ) Ft
D
T F
t t
4
6
10 4 , 2 200
10 4 , 2 2 2
=
=
=
⇒Fr = 0 , 2 2 , 4 104 = 4800 N
trong đó : Ft - lực vòng trên khớp nối
T – mômen xoắn trên trục
Dt - đường kính vòng tròn qua tâm các chốt tra bảng 16-10a trang 69
- “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 2 ”
- Quy ước phương chiều lực khớp nối làm tăng ứng suất và biến dạng của trục
và thường ngược chiều Ft của bánh răng
c) Sơ đồ động phân tích lực tác dụng lên trục.
Trang 38ii