MỞ ĐẦU ! Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nôi dung không thể thiếu với chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên những kiến thức cơ sở về kết cấu máy và các quá trình cơ bản khi thiết kế máy.Trong quá trình học môn Chi tiết máy em dã được làm quen với những kiến thức cơ bản về kết cấu máy , các tính năng cơ bản của các chi tiết máy thường gặp.Đồ án môn học Chi tiết máy là kết quả đánh giá thực chất nhất quá trình học tập môn Chi tiết máy,Chế tạo phôi,dung sai…. Hộp giảm tốc là thiết bị không thể thiếu trong các máy cơ khí,nó có nhiêm vụ biến đổi vận tốc vào thanh một hay nhiều vận tốc ra tùy thuộc vào công dụng của máy.Khi nhận đồ án thiết kế Chi tiết máy thầy giao cho, em đã tìm hiểu và cố gắng hoàn thành đồ án môn học này. Trong quá trình làm em đã tìm hiểu các vẫn đề sau: _ Cách chọn động cơ điện cho hộp giảm tốc. _ Cách phân phối tỉ số truyền cho các cấp trong hộp giảm tốc. _ Các chỉ tiêu tính toán và các thông số cơ bản của hộp giảm tốc. _ Các chỉ tiêu tính toán,chế tạo bánh răng và trục. _ Cách xác định thông số của then. _ Kết cấu, công dụng và cách xác định các thông số cơ bản của vỏ hộp và các chi tiết có liên quan. _ Cách lắp ráp các chi tiết lại với nhau thành một kết cấu máy hoàn chỉnh _ Cách tính toán và xác định chế độ bôi trơn cho các chi tiết tham gia truyền động 1 PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC I.Chọn động cơ: 1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ : η ct tdyc P PP . == (KW) Trong đó : 1000 .vF P ct = (KW) Với : F là lực kéo trên băng tải (N), v là vận tốc dài trên băng tải (m/s). ⇒ 5,1 1000 6,02500 = × = ct P (KW) η : là hiệu suất truyền động : 1131 1 xbrolkn k i m i ηηηηηη == ∏ = Tra bảng 2.3[I] - trang 19 ta có : x η = 0,92 Hiệu suất bộ truyền xích để hở. kn η = 1 Hiệu suất khớp nối. ol η = 0,992 Hiệu suất một cặp ổ lăn được che kín. br η = 0,97 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ che kín. ⇒ η = 1 . 0,992 3 . 0,92 . 0,97 = 0,8711 ⇒ 722,1 8711,0 5,1 == yc P (KW) 1.2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện : n sb = n ct .U sb Trong đó n ct : là tốc độ của bộ phận công tác U sb = U sbh . U sbng :Tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống. Với U sbng = U x < 2,5 ⇒ chọn U x = 2,0 . Tra bảng 2.4[I] - trang 21,ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ: U sbh = 4. 2 ⇒ U sb = 4 . 2,0 = 8,0. ⇒ n sb = n ct .U sb = 79,12 . 8,0= 632,96 (vòng/phút). Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ điện : n đb = 750(vòng/phút). 1.3. Chọn động cơ. Ta chọn động cơ thoả mãn : P đc ≥ P yc (KW) , n đc ≈ n đb (vòng/phút). Tra bảng P1.1[I] - trang 234,ta chọn loại động cơ điện có kí hiệu : 4A112MA8Y3 , với các thông số : +Công suât động cơ: P đc = 2,2 KW. +Vận tốc quay: n = 705 (vòng/phút) +η% = 76,5. +Cos ϕ = 0,71. + 2,2 max = Tdn T ; + 8,1 = dn K T T . II. Phân phối tỷ số truyền. 2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống : .91,8 12,79 1730705 === ct dc c n n U 2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc : Chọn tỷ số của bộ truyền ngoài : U x = 2,30. ⇒ .87,3 30,2 91,8 === x c br U U U Vậy ta có: U c = 8,91. U x = 2,30. U br = 3,87. III. Xác định các thông số trên các trục : 3.1 Số vòng quay. Số vòng quay trên trục động cơ là: n dc = 705 (vòng/phút). Số vòng quay trục I : n 1 =n dc =705 (vòng/phút). Số vòng quay trục II: n 2 = br u n 1 = 87,3 705 =182,2 (vòng/phút). 3 Số vòng quay trên trục công tác: n * ct = x u n 2 = 30,2 2,182 =79,2 (vòng/phút). 3.2 Công suất trên các trục Công suất trên trục công tác: P ct =1,5 (KW). Công suất trên trục II: P 2 = xol ct P ηη . = 992,0.92,0 5,1 =1,64 (KW). Công suất trên trục I: P 1 = brol P ηη . 2 = 97,0.992,0 64,1 =1,70 (KW). Công suất thực của trục động cơ: 72,1 0,992.1 1,70 .ηη P P knol 1 * dc === (KW). 3.3 Tính momen xoắn trên các trục. Áp dụng công thức : T i =9,55.10 6 . i i n P ta có: Mô men xoắn trên trục động cơ : T đc = 9,55. 10 6 . 23299 705 72,1 .10.55,9 6 == dc dc n P (N.mm). Mô men xoắn trên trục I: T 1 = 23028 705 70,1 .10.55,9. 2 1 .10.55,9 6 1 1 6 == n P (N.mm). Mô men xoắn trên trục II: T 2 = 85960 182,2 1,64 .,55.109 n P .10 9,55. 6 2 2 6 == (N.mm). Mô men xoắn trên trục công tác: T ct = 9,55. 10 6 . 181054 79,12 1,5 .9,55.10 n P 6 ct ct == (N.mm). 3.4 Bảng thông số động học. Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau: 4 Trục Thông số T.S truyền Động cơ I II Công tác 1 3,87 2,30 n (vg/ph) 705 705 182,2 79,2 P (KW) 1,72 1,70 1,64 1,50 T (N.mm) 23299 23028 85960 181054 PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY I. TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH Các thông số ban đầu: P 2 =1,64 KW; n 2 =182,2 vòng/phút ; T 2 =85960 N.mm ; u x =2,3; β =0. 1.1Chọn loại xích. Vì tải trọng không lớn và vận tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống con lăn.Xích ống con lăn có ưu điểm là: độ bền mòn của xích ống con lăn cao hơn xích ống, chế tạo nó không phức tạp; do đó, nó được dùng rất rộng rãi trong kĩ thuật. 1.2.Chọn số răng đĩa xích. Với u x =2,3, ta chọn số răng đĩa xích nhỏ là: Z 1 = 29-2. u x =29-2.2,3 = 24,4> Z min =19. Chọn Z 1 = 25 (răng) Số răng đĩa xích lớn: Z 2 = u x .Z 1 =2,3.25 = 57,5< > Z max =120. Chọn Z 2 = 57 (răng). 1.3.Xác định bước xích p. Để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích ta có: P t = P.k.k n. .k z ≤ [P]. Với + P : Là công suất cần truyền qua bộ truyền xích.P= P 2 =1,64 KW. 5 +k n :Là hệ số vòng quay. Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ là: n 01 =200 (vòng/phút) → k n =n 01 /n 1 =200/182,2 = 1,1. + k z :Là hệ số răng : k z = 1 25 25 1 01 == Z Z +k = k đ .k 0 .k a .k đc .k bt .k c ; trong đó: k đ : hệ số tải trọng động. Đề bài cho tải trọng va đạp nhẹ, nên ta chọn k đ = 1,35. k 0 : hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền.Do đường nối tâm các đĩa xích trùng với phương ngang. Nên k 0 = 1. k a : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;chọn a = 38.p; suy ra k a = 1. k đc : hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích. Do điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích. Nên k đc = 1. k bt : hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn .Vì môi trường làm việc có bụi, bôi trơn đạt yêu cầu nên chọn k bt =1,3. k c : hệ số kể đén chế độ làm việc của bộ truyền ; k c = 1,25 (làm việc 2 ca) ⇒ k = 1. 1. 1. 1,35. 1,3. 1,25 = 2,19375. Như vậy ta có : P t = 1,64.1,1.1.2,19375= 3,958 kW Tra bảng 5.5 tttk hdđck, với n 01 =200 vòng/phút.chọn bộ truyền xích một dãy có: bước xích : p = 19,05 mm ; đường kính chốt : d c =5,96mm ; chiều dài ống : B=17,75 mm ; công suất cho phép : [P]=4,80 kW. Thỏa mãn điều kiện mòn: P t ≤ [P]=4,80 kW Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p < p max 1.4.Xác định khoảng cách trục và số mắt xích. Khoảng cách trục sơ bộ: a=38p=38.19,05=723,9 mm Theo công thức 5.12 số mắt xích: Lấy số mắt xích chẵn : X c =118. Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13: 6 a * = ( ) ( ) [ ]               − −+−++− 2 12 2 2112 .25,05,0.25,0 π ZZ ZZXZZXp cc Để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng ∆a = 0,003. a * = 0,003. 727=2,181 mm Vậy lấy khoảng cách trục : a = a * - ∆a= 727 – 2,181 = 724,819 (mm). Chọn a = 725 (mm). Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14): i = 57,2 118.15 2,182.25 .15 . 11 == X nZ < i max =35 (bảng 5.9). 1.5.Tính kiểm nghiệm về độ bền xích. Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn khi mở máy và chịu va đập khi vận hành) Theo công thức (5.15) : S = vtd FFFk Q ++ 0 . ≥ [S] Trong đó Theo bảng ( 5.2 ) tttk hdđ ck T1, ta có: Q = 31800 N ; q 1 = 1,9 kg ; Hệ số tải trọng động: k đ = 1,2 F t –lực vòng ; v = 60000 11 PnZ = 25.19,05.182,2/60000=1,45 m/s F t =1000P/v = 1000.1,64/1,45 = 1131 N F v :lực căng do lực li tâm gây ra: F v = q.v 2 = 1,9. 1,45 2 = 3,995 N F 0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra : F 0 = 9,81.k f .q.a = 9,81.6.2,6. 725.0,001 = 81.08 N (hệ số võng : k f = 6 do bộ truyền nằm ngang) Do đó: S = 0 0 31800 22,05 . 1,2.1131 81,08 3,995 d t Q k F F F = = + + + + ⇒ S >[S] = 8,2 (theo bảng 5.10) Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền 1.6 Xác định thông số của đĩa xích Theo công thức ( 5.17 ) và bảng (3.4), 7 Đường kính vòng chia: d 1 = ( ) ( ) 1 19,05 151,99 sin 180 / sin 180 / 25 p Z = = mm d 2 = ( ) ( ) 2 19,05 345,81 sin 180 / sin 180 / 57 p Z = = mm Đường kính vòng đỉnh đĩa xích: d a1 = p.[0,5 + cotg(180/Z 1 )] =19,05.[ 0,5 + cotg(180/25)] = 160,32 mm d a2 = p.[0,5 + cotg(180/Z 2 )] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/57)] = 354,81 mm Bán kính đáy: r = 0,5025d l + 0,05 =0,5025.11,91+0,05 = 6,03 mm Với d l = 11,91 mm ( tra bảng 5.2/78) Đường kính vòng chân đĩa xích: d f1 = d 1 - 2r = 151,99 – 2.6,03 = 139,93 (mm) d f2 = d 2 - 2r =345,81- 2.6,03 = 333,75 (mm) -Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc: Theo công thức (5.18) : σ H1 = 0,47 ( ) . . d vddtr kA EFKFK + ≤ [σ H1 ] Trong đó: [σ H1 ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện sẽ đạt được độ rắn HB=210 ta có [σ H1 ]=600 Mpa Lực va đập : F vd = 13.10 -7 .n 1 .p 3 .m = 13.10 -7 .182,2.19,05 3 .1 = 1,638N Hệ số tải trọng động : K đ =1,35 (bảng 5.6) k đ =1(sử dụng 1 dãy xích). Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : K r = 0,42 (vì Z 1 =25 ) Diện tích bản lề : A = 106 mm 2 (tra bảng (5.12)với p=19,05 mm, xích ống con lăn một dãy) Mô dun đàn hồi: E = 2,1.10 5 Mpa ⇒ 1.106 10.1,2 ).638,135,1.1131.(42,047,0 5 1 += H σ =530 MPa ⇒ σ H1 <[σ H ] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc . Tương tự cho đĩa xích 2 với cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện. Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích K r =0,23 (vì Z 2 =57) Ta có: 8 Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc 1.7 Xác định lực tác dụng lên trục Theo công thức (5.20): F r = k x .F t ; trong đó: k x :hệ số xét đến tải trọng của xích k x = 1,15 - do bộ truyền năm ngang ); F r = 1,15.1131= 1300,65 (N). 1.8.Các thông số của bộ truyền xích : P 2 =1,64 KW; n 2 =182,2 vòng/phút ; T 2 =85960 N.mm ; u x =2,3; β =0. Thông số Kí hiệu Giá trị Loại xích Xích ống con lăn Bước xích p 19,05 mm Số mắt xích x 118 Chiều dài xích L 2247,9 mm Khoảng cách trục a 725 mm II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG NGHIÊNG. Thông số đầu vào: 9 P = P I = 1,70 (KW) T 1 = T I = 23028 (N.mm) n 1 = n I = 705 (vòng/phút) u = u br = 3,87 L h = 22000 (giờ) 2.1. Chọn vật liệu bánh răng: Hộp giảm tốc chịu công suất nhỏ , nên chọn vật lịêu có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện.Tra bảng 6.1/92 tttkhddck tập 1 ta có: Với )1510( 21 ÷+≥ HBHB Bánh lớn: + Nhãn hiệu thép: thép 45 + Chế độ nhiệt luyện: thường hoá +Độ rắn: HB=170…217 +Chọn HB 2 =190 +Giới hạn bền: .600 2 MPa b = σ +Giới hạn chảy: .340 2 MPa ch = σ Bánh nhỏ : + Nhãn hiệu thép: thép 45 + Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện +Độ rắn: HB=192…240 +Chọn HB 1 =200 +Giới hạn bền: 1 750 . b MPa σ = +Giới hạn chảy: 1 450 ch MPa σ = 2.2.Xác định ứng suất cho phép 2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ H ] và ứng suất uốn cho phép [σ F ] theo công thức 6.1 và 6.2: HLxHvRH H H KKZZS ).(][ lim 0 σσ = FLxFsRF F F KKYYS ).(][ lim 0 σσ = Trong đó: Z R -hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc Z v - hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng K xH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng Y R – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng Y S –hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất K xF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ: 10 [...]... YS K xF = 1 SH, SF hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn tra bảng 6.2 ta có :Bánh chủ động: SH1=1,1; SF1=1,75 Bánh bị động: SH2=1,1; SF2=1,75 σ 0 H lim ; σ 0 F lim -Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở Ta có +Bánh chủ động: σ 0 H1 lim = σ 0 H 3 lim = 2.HB1 + 70 = 2.200 + 70 = 470( MPa ) σ 0 F1 lim = σ 0 F3 lim = 1,8.HB1 = 1,8.200 = 360( MPa) +Bánh bị động: σ 0 H 2 lim... 1,795 Yε = (hệ số kể đén sự trùng khớp, với ε α là hệ số trùng khớp ngang) Yβ = 1 − YF1 , YF2 β0 150 21' =1− = 0,89 140 140 (hệ số kể đến độ nghiêng của răng) - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương Z1 28 Z v1 = = = 31 3 3 cos β cos 150 21' Z v2 = Z2 107 = = 119 3 cos β cos 3 150 21' Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x=0, ta có: KF { YF1 = 3,80 YF2 = 3,60 - hệ số tải trọng... Đường kính đỉnh răng Đưòng kính cơ sở Hệ số dịch chỉnh x2 0 Góc profin gốc α 200 Góc profin răng αt 20040’ Góc ăn khớp αtw 20040’ Hệ số trùng khớp ngang εα 1,795 Hệ số trùng khớp dọc εβ 1,77 Mô đun pháp m 1,5 mm Góc nghiêng của răng β 15021’ III CHỌN KHỚP NỐI 3.1 Mô men xoắn cần truyền T=Tđc =23,299Nm; Mômen tính Tt=k.T=1,2.23,299=27,9588 Nm Trong đó (k là hệ số tải trọng động chọn theo bảng 9-1) Chọn... 590,68 0 19,72 Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục Dựa vào biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn trên trục I ta thấy các tiết diện nguy hiểm là tiết diện lắp bánh răng 2 và tiết diện lắp ổ lăn 1.Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hế số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đó thỏa mãn điều kiện sau: s = s σ s τ / s 2 + s 2 ≥ [ s] σ τ Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho ,[s]... nhau Số lượng bulông nền Z Z = ( L + B ) / ( 200 ÷ 300) ≈ 600+200/ 200; chọn Z = 4 Sơ bộ chọn L=600, B=200(L,B:chiều dài và rộng của hộp II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT KHÁC 2.1.Kết cấu các chi tiết chuyển động D0 D di l b C 5° R4.00 d0 s Dv df d da Kết cấu bánh răng trụ đối xứng Ta có : ϕ = ( 5 ÷ 7) o ϕ = 5o Các độ dốc chọn Các bán kính r;R được tính như sau: r=0.05 × h+ ( 0.5 ÷ 1) ( mm ) R = 2.5... T1 [σ H ] 2 u.ψ ba là mômen xoắn trên trục chủ động T1 = TI = 23028 (N.mm) [σ H ] [σ H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép = 418,2 ( MPa) Ka,– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng tra Bảng 6.5 ta có: Ka=43 ψ ba -hệ số chọn theo bảng 6.6: Chọn theo bảng 6.7 với ψ ba = 0,3 ÷ 0,5 ψ bd = 0,5.ψ ba ( u + 1) chọn ψ ba =0,3 =0,5.0,3.(3,87+1)=0,7305 k Hβ - hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng... (10.26) K σdj  Kσ    ε + K x − 1   = σ Ky K τdj  Kτ    ε + K x − 1   = t Ky và Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp sσ tính theo công thức(10.20) sσ = σ −1 K σd σ a + ψ σ σ m 30 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp sτ theo công thức (10.21) sτ = τ −1 K τd τ a + ψ τ τ m Kết quả tính toán hệ số an toàn S đối với các tiết diện của trục I : Tiết diện Đường kính trục d(mm) Kσ/εσ do... là 36203 thoả mãn khả năng tải động và tải tĩnh có các thông số sau : d= 17 mm ; D= 40 mm ; b= 11 mm ; r= 1mm ; C= 9,43 kN ; C0 =6,24kN PHẦN III: KẾT CẤU VỎ HỘP I.VỎ HỘP 1.1Tính kết cấu của vỏ hộp Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu là GX15-32 Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục 1.2 Kết cấu nắp hộp Dùng phương pháp... 6.14/107[1], ta được: K Hα K Fα =1,13 =1,37 K Hβ K Fβ Hệ số tập trung tải trọng: = 1,03 ; 2.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng 2.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc = 1,05(chọn ở mục 2.3) Công thức 6.33: σ H = Z M Z H Z ε 2.T1.K H ( u + 1) ≤ [σ H ] 2 b.ut d w1 ZM Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng Bảng 6.5: Zm = 274[MPa]1/3 ZH hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Z H = 2 cos β b... β b / sin 2α tw ZH = 2 cos 140 24' = 1,71 sin 2.200 40' ( ) Zε -hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số trùng khớp dọc εβ = εβ tính theo công thức: bw1 sin β m π ; với bw là bề rộng vành răng bw = ψ ba aw = 0,3.105 = 31,5 15 εβ = 31,5 sin 150 21' = 1,77 > 1 1,5.π Khi đó theo công thức (6.36c): Zε = 1 εα và hệ số trùng khớp ngang εα có thể tính gần đúng theo công thức:  . toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nôi dung không thể thiếu với chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên những kiến thức cơ sở về kết cấu máy và các quá trình cơ bản khi thiết. n ct .U sb = 79,12 . 8,0= 632,96 (vòng/phút). Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ điện : n đb = 750(vòng/phút). 1.3. Chọn động cơ. Ta chọn động cơ thoả mãn : P đc ≥ P yc (KW) , n đc ≈ n đb (vòng/phút). Tra. một kết cấu máy hoàn chỉnh _ Cách tính toán và xác định chế độ bôi trơn cho các chi tiết tham gia truyền động 1 PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC I.Chọn động cơ: 1.1. Xác định công suất đặt trên trục động