ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền cho hệ thống truyền động.. Tính toán các bộ truyền hở đai, xích hoặc bánh răng.. Tính các bộ truyền trong hộp giảm

Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Đông MSSV:.1510764

Người hướng dẫn : Trần Thiên Phúc Ký tên: Ngày hoàn thành : Ngày bảo vệ:

Hệ thống dẫn động xích tải gồm: 1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Bộ truyền đai thang; 3- Hộp

giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển; 4- Nối trục đàn hồi; 5- Xích tải (Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ)

Lực vòng trên xích tải F, N 5500

Số răng đĩa xích dẫn z, răng 11

Số ngày làm/năm Kng , ngày 210

YÊU CẦU :

 01 thuyết minh.

 01 bản vẽ lắp A0 ; 01 bản vẽ chi tiết theo đúng TCVN.

NỘI DUNG THUYẾT MINH

1 Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền cho hệ thống truyền động

2 Tính toán thiết kế các chi tiết máy:

a Tính toán các bộ truyền hở (đai, xích hoặc bánh răng)

b Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít)

c Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực

d Tính toán thiết kế trục và then

Phần 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUÂT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ:

1.1.1 Chọn hiêu suất của hệ thống:

 Hiệu suất truyền động:

ηch =ηđηbr1ηbr2ηtnηol4

= 0,95*0,97*0,96*0,98*0,994=0,833

 Với:

ηtn = 0,98 :hiệu suất nối trục đàn hồi

ηbr1 = 0,97 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

ηbr2 = 0,96 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

ηđ = 0,95 : hiệu suất bộ truyền đai thang

ηol = 0,99 : hiệu suất ổ lăn

1.1.2 Tính công suất cần thiết (động cơ làm việc với sơ đồ tải trọng thay đổi)

 Công suất động cơ phải lớn hơn công suất cần thiết

Pdc Pct

 Với: Pct =

=

= 8,34 (kw)

ηch: hiệu suất chung của cả hệ thống

Ktd : hệ số tương đương đổi công suất làm việc sang đẳng trị

Ktd =√

∑

∑ =√

= 0,842

P: công suất trên trục công tác :

P = =

= 8,25 (kw) F: lực vòng trên xích tải (N)

V : vận tốc xích tải (m/s)

1.1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:

 Số vòng quay trên trục công tác: n lv =60000(

) = 60000(

)=74,38 (vòng/phút)

V : vận tốc xích tải (m/s)

Z : số răng đĩa xích tải

P :bước xích của xích tải(mm)

 Chọn sơ bộ tỷ số của hệ thống:

Usb = Uđ.Uhgt =3.12=36 Với U : tỉ số truyền sơ bộ của hệ

Uđ =3 : tỉ số truyền sơ bộ của đai thang (3-5)

Uhgt =12 : tỉ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc (6-30)

 Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

hệ số công suất cos ɸ

Hiệu suất ɳ T_max/T_dn T_k/T_dn

 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc :

Chọn tỉ số truyền giữa cặp bánh răng trụ răng nghiêng (cấp nhanh) và cặp bánh răng trụ răng thẳng(cấp chậm) :

PHẦN 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI:

2.1.1 Định đường kính bánh đai:

 Dựa vào bảng 5.1 tài liệu (*) :

 Chọn đai thang B : = 14mm; = 17mm; h= 10,5mm; = 4mm; A= 138 ; = 140÷280mm

d1 =1,2 =1,2.140= 168mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn :

o Đường kính bánh đai nhỏ = 220mm

o Hệ số trượt tương đối ξ = 0,02

 Kiểm nghiệm vận tốc của đai theo điều kiện:

= =

= 16,795 m/s =(30 35) m/s

 Đường kính bánh đai lớn = µ (1-ξ) = 1,634.220.(1-0,02) = 352,183 mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn d2= 360 mm

 Tỉ số truyền của bộ truyền đai thực :

u =

=

= 1,7 sai lệch do với giá trị chọn trước 4 %

2.1.2 Sơ bộ khoảng cách trục a:

 Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức:

2( + ) ≥ a ≥ 0,55( + ) + h 2(220 + 360) ≥ a ≥ 0,55(220 + 360) +10,5

1160 ≥ a ≥ 329,5

 Chọn khoảng cách trục sơ bộ theo bảng 5.15 tài liệu (*):

asb = 1,2 d2= 1,2*360=432 mm

2.1.3 Định chính xác chiều dài đai L và khoảng cách trục a :

 Tính chiều dài đai L (công thức 5.1):

L = 2a +

+ = 2.432 +

+ = 1786,4 mm Theo bảng 5.11, ta chọn đai có chiều dài L = 2000 mm

 Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s theo công thức :

i = = = 8,397 ≤ [i]=10

 Tính toán lại khoảng cách trục a:

a= √ Trong đó :

k = L - = 2000 - π =1088,94 Δ= = =70

a= √ = 539,931mm

 giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép

2.1.4 Kiểm nghiệm góc ôm:

 Tính góc ôm đai bánh đai nhỏ theo điều kiện :

= 1- 0,05(0,01 -1) = 1 – 0,05.(0,01 – 1) = 0,909

 - hệ số xét ảnh hưởng tỷ số truyền u:

= 1,14 vì u= 2,45 2,5

 – hệ số xét ảnh hưởng số dây đai, ta chọn sơ bộ =0.95 ( z=(2 3) )

 - hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng =0,9 tải va đập nhẹ

 -Hệ số xét ảnh hưởng chiều dài đai:

= √ = √

=0.981 Theo Hình 5.2b ta chọn [ ] = 6 kw khi d = 220mm, = 2240mm, v =16,795/s và loại đai B

2.1.7 Tính lực căng ban đầu và lực tác dung lên trục :

 Lực căng ban đầu :

2.1.8 Tính Ứng suất lớn nhất trong dây đai và xác định tuổi thọ đai :

 Ứng suất lớn nhất trong dây đai:

= = + 0,5 + +

=

+ρ + E

=

+ 1000 +

.100 = 5,5 Mpa Với:  : ứng suất kéo trên nhánh căng ζ1= + 0,5 =

=1,582 Mpa  : ứng suất phụ do lực ly tâm gây nên = ρ =1000 =0.282 Mpa  :Ứng suất uốn sinh ra trong đai (E=200Mpa; y0=4 mm) =

E =

.100

 Tuổi thọ đai xác định theo công thức : =

=

= 8497 giờ

Trong đó = 9MPa ; i= 8,397 (l/s); m=8

2.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG:

 Thông số kĩ thuật:

- Thời gian phục vụ: L=5 năm

- Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ, 210 ngày/ năm, 2 ca/ngày, 8 tiếng/ ca

- Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng) :

Tỉ số truyền 4.000

số vòng quay 892.56

monen xoắn(Nmm) 104890.9

-

- Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng ) :

số vòng quay 223.14

monen xoắn(Nmm) 398753.3

 Ta tính toán theo độ bền mỏi tiếp xúc để tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt và kiển nghiệm lại điều kiện bền uốn

2.2.1 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh:

2.2.1.1 Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng:

Ta chọn loại vật liệu hai cấp của bánh răng như nhau thép C45 Tôi cải thiện

Ta chọn như sau:

-Độ rắn bánh răng nhỏ là 250 HB -Độ rắn bánh răng lớn là 235 HB

2.2.1.2 ứng suất cho phép :

a) Ứng suất tiếp xúc cho phép

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta tính sơ bộ theo công thức (3.5)

 Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng

∑ (

) = 60.1.[ 892,56.(5.210.2.8) = 56 (chu kì)

= 441,82 Mpa

Theo công thức 3.14 ta có : [ζH] =0,5√ =321,21 Mpa

So sánh với điều kiện 3.15 : [ζH]min=441,82 [ζH] =321,21 Mpa Điều kiện không thỏa nên ta chọn : [ζH]= [ζH]min=441,82 Mpa

b) Ứng suất uốn cho phép:

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta tính sơ bộ theo công thức (3.20)

892,56.(5.210.2.8) = 41 (chu kì)

Khβ = 1,05 , K = 1,12

chọn (răng) Tính lại tỉ số truyền thực :

u = = 104/26 = 4 Sai số tỉ số truyền Δu= 0%

Tính lại góc nghiêng β :

β = arccos

= arccos

= 12,840

Bảng thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh:

2.2.1.6 Lực tác dụng lên bộ truyền :

Lực vòng:

= = 2622,27 N

Lực hướng tâm:

=

=978,9 N

Lực dọc trục :

Fa1= Ft1.tgβ =2622,27 tg 12,84 = 597.62 N

2.2.1.7 Hệ số tải trọng động :

Với vận tốc v = 3,74 m/s và cấp chính xác 9 tra bảng 3.12 tài liệu (*) ta xác định được hệ số tải trọng động :

Khv=1,06 ; KFV=1,13

2.2.1.8 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc :

Công thức xác định ứng suất tiếp xúc :

 Z : Hệ số kể dến sự trùng khớp của răng, xác định như sau: (3.56)

Zε= √

Theo (3.58) :

=[1,88-3,2(1/Z1 +1/Z2)]cosβ ==[1,88-3,2(1/31 +1/98)]cos14,65 = 1,683

 Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng , do HB < 350 theo (3.61) :

Zv = 0,85 v0,1 =0,85.3,74,1 =0,97

 Hệ số ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn,thông thường chọn Kl=1

 Hệ số ảnh hưởng đến kích thước răng,theo (3.63):

KxH = √ =√ = 1,021

 [ζH] = 441,82 = 443,036 Mpa

=290,87 Mpa < [ζH] = 443,036 Mpa

2.2.1.9 Kiểm nghiệm ứng suất uốn :

Ứng suất uốn cho phép theo (3.71) :

[ζF1] = 257,14.1.1,035.1.1=266,13 Mpa [ζF2] = 241,71.1.1,035.1.1=250,16 Mpa Trong đó :

Hệ số dạng răng được tính bằng công thức thực nghiệm(3.66) :

YF = 3,47 + - x +0,092x2 Trong đó :

Số răng tương đương :

Zv1 =

= = 28,05

Zv2 =

= = 112,21Suy ra :

YF1 = 3,47 +

=3,941

YF2 = 3,47 +

=3,588 Đặt tính so sánh độ bền uốn các bánh răng :

[ζF1]/ YF1=266,13/3,856=67,535 [ζF2]/ YF2=250,16/3,592=69,728

Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh có độ bền thấp hơn : Ứng suất uốn được tính theo :

ζF =

Hệ số tải trọng tính :

KF=KFβKFVKFα Khi cấp chính xác = 9 thì KFα =1 và các hệ số KFβ , KFV được xác định ở trên

KFβ = 1,12 ; KFV=1,13 Suy ra KF= 1.1,2.1,13= 1,455 Ứng suất uốn tính toán :

2.2.2.1 Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng:

Giống như bộ truyền cấp nhanh

2.2.2.2 Ứng suất cho phép :

a) Ứng suất tiếp xúc cho phép:

 Số chu kì làm việc cơ sở:

=30 =1,7 (chu kì) =30 =1,4 (chu kì)

 Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng

= 14 107 (chu kì)

= 4,6 107 (chu kì)

 KHI NHE > NHO thì ta chọn KHL = 1

 Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên :

[ζH]= [ζH]min=[ζH]2 =441,82 Mpa Khi chưa có kích thước bộ truyền ta tính sơ bộ theo công thức (3.20)

b) Ứng suất uốn cho phép:

 Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng

= 10.107(chu kì) = 3,4.107(chu kì)

 KHI NFE > NFO =5.106 THÌ TA CHỌN KHL = 1

 Ứng suất uốn sơ bộ của từng bánh răng :

[ζF1] =450

= 257,14 Mpa [ζF2] =423

Tính lại tỉ số truyền thực :

u = = 138/46 = 3 Sai số tỉ số truyền Δu= 0%

Ta không cần dịch chỉnh bánh răng : Theo (3.44) góc ăn khớp :

Cos atw =

= arccos

= 0,926 => atw= 22,14 Bảng thông số và kích thước bộ truyền cấp chậm:

2.2.2.5 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền :

Vận tốc vòng của bánh răng dẫn:

V1= = = 1,612 m/s Dựa theo bảng 3.10 ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 9

2.2.2.6 Lực tác dụng lên bộ truyền :

Lực vòng:

= = 5696,48 N

2.2.2.8 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc :

Công thức xác định ứng suất tiếp xúc :

 Zε= 0,86

 K H - hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc:

H H H Hv

K K K K

=1,13*1,05*1,06 =1,258 Với KHβ và KHα được xác định trong bảng tra 3.13 tài liệu (*)

 Hệ số ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn,thông thường chọn Kl=1

 Hệ số ảnh hưởng đến kích thước răng,theo (3.63):

KxH = √ =√ = 1,02

 [ζH] = 441,82 = 365,55 Mpa

=320,94 Mpa < [ζH] = 365,55 Mpa

2.2.2.9 Kiểm nghiệm ứng suất uốn :

Ứng suất uốn cho phép theo (3.71) :

SUY RA:

[ζF1] = 257,14.1.1,035.1.1=266,13 Mpa [ζF2] = 241,71.1.1,035.1.1=250,16 Mpa Trong đó :

Hệ số dạng răng được tính bằng công thức thực nghiệm(3.66) :

[ζF1]/ YF1=266,13/3,757=70,835 [ζF2]/ YF2=250,16/3,566=70,158

Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh có độ bền thấp hơn : Ứng suất uốn được tính theo :

ζF =

Hệ số tải trọng tính :

KF=KFβKFVKFα Khi cấp chính xác = 9 thì KFα =1 và các hệ số KFβ , KFV được xác định ở trên

KFβ = 1,12 ; KFV=1,11 Suy ra KF= 1.1,2.1,11= 1,243 Ứng suất uốn tính toán :

ζF =

=79,185 Mpa < [ζH] = 266,13 Mpa

Vậy độ bền uốn được thõa

2.3 KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN NGÂM DẦU :

Tính từ tâm thì mức dầu phải cách tâm lớn hơn 2R/3 của bánh răng lớn nhất (điều này đảm bảo mức dầu sẽ thấp hơn 2R/3 của tất cả bánh răng)

Mức dầu phải cao hơn đỉnh phía dưới của bánh lớn là 10mm

ζb = 785 MPa; ζch = 540 MPa; ηch = 324 Mpa ; ζ-1 = 383; η-1 = 226 MPa;

[ζ] = 85, 70 hoặc 65 MPa ứng với trục có đường kính lần lượt 30, 50, hoặc 100 mm Chọn: ]  25 MPa đối với trục vào và ra;  ]= 15MPa đối với trục trung gian

2.4.2 Thiết kế sơ bộ theo mômen xoắn :

Theo công thức (7.2) ta có :

D √

Suy ra d1 27,58 mm ;d2 51,03mm ; d3> 61,04mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn d1=28mm;d2=52mm;d3=63mm

Dựa vào đường kính trên và các kích thước ta phác thảo kích thước của hộp giảm tốc:

2.4.3 Thiết kế trục :

Ngoài mômen xoắn, trục còn chịu tác dụng của mômen uốn, lực cắt, lực kéo và lực nén Do

đó sau khi tính sơ bộ các kích thước chiều dài trục ta tiến hành thiết kế trục dưới dạng tác động đồng thời mômen uốn và mômen xoắn

a) Trục 1

Dựa vào các công thức ở các chương trước ta xác định các lực đặt lên bánh răng và bánh đai Lực tác dụng lên bánh răng:

Ft1 = 2622,27N; Fr1 = 978,9 N; Fa1 = 597,62N Lực tác dụng lên bánh đai:

VẼ BIỂU ĐỒ MÔMEN:

Dựa vào biểu đồ nội lực tính mômen uốn tổng hợp tại từng tiết diện theo công thức (7.3):

Suy ra :

MA1=MD1=0 ; MB1= 218806,5 Nmm; MC1=123125,57 Nmm Mômen tương đương theo (7.4):

Suy ra :

MTDA1= 0 ; MTDB1= 279215,7 Nmm;

MTDC1=153008,12 Nmm; MTDD1=90838,2 Nmm Đường kính các tiết diện theo (7.5), chọn sơ bộ =70MPa :

Suy ra:

dA1 0; dB1 34,2mm; dC1 28mm; dD1 23,5mm Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn các tiết diện có các giá trị sau:

dA1 = dC1 = 30 mm; dB1 = 36 mm;; dD1 = 24 mm Phác thảo trục 1 :

Vẽ biểu đồ mômen trục 2:

Dựa vào biểu đồ nội lực tính mômen uốn tổng hợp tại từng tiết diện theo công thức (7.3):

Và công thức mômen tương đương theo (7.4):

Suy ra :

MTDA2= 0 ; MTDB2= 565368,16 Nmm;

MTDC2=456339,28 Nmm; MTDD2=0 Nmm Đường kính các tiết diện theo (7.5), chọn sơ bộ =70MPa :

Suy ra:

dA2 0; dB2 43,2mm; dC2 40,2; dD2 0mm Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn các tiết diện có các giá trị sau:

dA2 = dD2 = 40 mm; dB2 = 45 mm;; dC2 = 42 mm Phác thảo trục 2 :

Dựa vào biểu đồ nội lực tính mômen uốn tổng hợp tại từng tiết diện theo công thức (7.3):

Và công thức mômen tương đương theo (7.4):

Suy ra :

MTDA3= 984606Nmm ; MTDB3= 1006752 Nmm;

MTDC3=1098541,77 Nmm; MTDD3=0 Nmm Đường kính các tiết diện theo (7.5), chọn sơ bộ =70MPa :

Suy ra:

dA2 52,01 mm; dB2 52,39mm; dC2 53,94mm; dD2 0mm Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn các tiết diện có các giá trị sau:

dB3 = dD3 = 55 mm; dC3 = 60 mm;; dA3 = 55 mm Phác thảo trục 3 :

Chọn loại then cho tiết diện trục:

Tiết diện đường kính loại then(bxhxl)

 Kiểm nghiệm theo hệ số an toàn :

Ta kiểm nghiệm tất cả các tiết diện đã có đường kính được xác định bằng tính toán phía trên Hai tiết diện lắp ổ trên cùng một trục có đường kính như nhau nên ta chỉ kiểm tra tiết diện ổ chịu tải trọng lớn trong hai ổ

Hệ số an toàn của trục truyền được xác định theo công thức (7.6):

Giá trị S S được xác định theo công thức (7.8) và (7.9):

Trong đó:

Giới hạn mỏi của vật liệu khi thử nghiệm với mẫu thử theo (7.10):

ζ-1 = 0,5ζb = 392,5 Mpa

η-1= 0,25ζb = 196,25 Mpa Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất:

Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng (7.11):

Trong đó:

trị số trung bình ứng suất pháp tại tiết diện trị số biên độ ứng suất pháp tại tiết diện

W : mômen cản uốn Ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ mạch động khi trục quay một chiều (7.12):

Trong đó:

trị số biên độ ứng suất tiếp tại tiết diện biên độ ứng suất tiếp lớn nhất tại tiết diện

W0= mômen cản xoắn