Đồ án
Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí là một trong ba đồ án quan trọng của
sinh viên ngành Kỹ thuật chế tạo. Đồ án này là được thực hiện nhằm mục đích rèn luyện
cho sinh viên có được những kỹ năng chuyên môn trong quá trình thiết kế và trải nghiệm
kiến thức của mình.
Trong quá trình thực hiện, sinh viên được giao thiết kế hệ thống dẫn động xích tải.
Đây là một hệ thống dẫn động khá phổ biến trong sản xuất công nghiệp. Tuy đơn giản về
mặt kết cấu nhưng hệ thống này có đầy đủ những yêu cầu cơ bản để khi thực hiện, sinh
viên nắm được những kỹ thuật then chốt làm nền móng cho quá trình học tập và đi sâu
vào lĩnh vực Cơ Khí.
Mục đích của bài tập này là làm cho sinh viên biết ứng dụng những hiểu biết của
mình về Cơ khí để áp dụng thiết kế cho một bài toán thực tế trên cơ sở những gì đã học.
Từ đó rút ra được những bài học kinh nghiệm đầu đời cho chính bản thân để sẵn sàng
bước vào con đường Kỹ thuật chế tạo.
Xin chân thành cám ơn những bài học kinh nghiệm quý báu của các Thầy Cô trong
bộ môn Thiết kế máy và sự hướng dẫn nhiệt tình của PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc đã giúp
cho sinh viên hoàn thành đồ án này !
Thành phố HCM, ngày 10 - 06 – 2010
SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn
SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn <20702773>
Page 1
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
MỤC LỤC
LỜI NÓI ĐẦU ........................................................................................................ 01
I.
TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG MÁY
1. Tìm hiểu động cơ điện ba pha không đồng bộ ........................................... 04
2. Tìm hiểu nối trục vòng đàn hồi .................................................................. 04
3. Tìm hiểu hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển ............................ 05
4. Tìm hiểu bộ truyền đai thang ..................................................................... 05
II. XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ-PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
2.1 Chọn động cơ điện ................................................................................... 07
2.2 Phân phối tỉ số truyền ............................................................................... 09
III. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
3.1 Thiết kế bộ truyền đai ............................................................................... 11
3.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ ............................................................... 15
3.3 Thiết kế trục và chọn then ......................................................................... 30
3.4 Chọn ổ lăn và nối trục ............................................................................... 46
3.5 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bu lông và các chi tiết phụ khác ..................... 53
IV. CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP ..................................................................... 57
V. HÌNH ẢNH THIẾT KẾ
VI. TÀI LIỆU THAM KHẢO
SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn <20702773>
Page 2
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
ĐỀ TÀI
ĐỀ SỐ 1: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
PHƯƠNG ÁN: 28
Hệ thống dẫn động xích tải bao gồm:
·
·
·
·
·
Động cơ điện 3 pha không đồng bộ
Nối trục vòng đàn hồi
Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
Bộ truyền đai thang
Xích tải
Số liệu thiết kế:
·
·
·
·
·
·
Lực vòng trên xích tải, F (N)
= 7300
Vận tốc xích tải, v (m/s):
= 1,08
Số răng đĩa xích tải dẫn, z (răng) = 11
Bước xích tải, p (mm)
= 110
Thời gian phục vụ, L (năm)
=6
Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ
(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
Lh= 6×300×2×8=28800 (giờ)
· Chế độ tải:
T1= T
T2= 0.87T
T
T
T1
t1= 60 giây
t2= 12 giây
T2
+
0,87T
t
60
12
Sơ đồ tải trọng
SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn <20702773>
Page 3
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
I.
GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
TÌM HIỀU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG MÁY:
Dựa vào sơ đồ hệ thống dẫn động xích tải, ta thấy hệ thống bao gồm: một động cơ
điện, một bộ truyền ngoài bằng đai thang, một bộ truyền trong kín (hộp giảm tốc bánh
răng trụ hai cấp khai triển), nối trục đàn hồi, bộ phận công tác (xích tải). Tại sao hệ thống
lại phải có các bộ phận trên ?
1. Động cơ điện:
1.1 Ưu điểm của động cơ điện:
· Biến đổi trực tiếp điện năng thành cơ năng.
· Khởi động đơn giản, êm, có thể hãm và đảo chiều dễ dàng.
· Không gây ra ôi nhiễm môi trường
· Hiệu suất lớn.
· Bảo trì dễ dàng.
1.2 Nhược điểm:
· So với động cơ đốt trong sử dụng nhiên liệu xăng dầu, động cơ điện thường
có công suất thấp hơn, số vòng quay nhỏ hơn,…
· Giá thành cao, riêng đối cới loại động cơ điện một chiều lại khó kiếm và
tăng thêm vốn đầu tư để đặt các thiết bị chỉnh lưu.
Nhưng do có nhiều ưu điểm phù hợp cho các nhà máy, xưởng làm việc trong nhà,
bảo đảm các vấn đề sức khỏe cho công nhân…nên động cơ điện được sử dụng rộng rãi
trong các xí nghiệp, nhà máy,…
Trong đồ án này, sinh viên lựa chọn động cơ điện ba pha không đồng bộ rô to ngắn
mạch do ưu điểm mạnh của động cơ này là kết cấu đơn giản, giá thành tương đối thấp, 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 thấp (so với động cơ ba
pha đồng bộ), không điều chỉnh được vận tốc (so với động cơ một chiều và động cơ ba
pha không đồng bộ dây quấn).
Với yêu cầu thiết kế của đồ án không đòi hỏi quá khắt khe về vận tốc, nguồn điện, hiệu
suất,…nên sinh viên đã sử dụng động cơ điện này để dẫn động hệ thống xích tải.
2. Nối trục vòng đàn hồi:
2.1 Ưu điểm:
· Có thể nối các đầu trục có sai lệch về vị trí tương đối lớn.
- Độ lệch tâm: ∆r = 2 ÷ 6 mm
- Độ lệch góc: ∆α = 2 ÷ 60
- Độ di chuyển dọc trục: ∆a = 3 ÷ 6 mm
· Có khả năng giảm chấn tốt.
· Kết cấu đơn giản, lắp ghép thuận tiện
2.2 Nhược điểm:
SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn <20702773>
Page 4
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
· Kích thước khuôn khổ lớn.
· Tuổi thọ thấp.
·
3. Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển:
3.1 Ưu điểm:
· Đơn giản nhất so với các loại hộp giảm tốc khác.
· Tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc thường từ 8 ÷ 40.
3.2 Nhược điểm:
· Các bánh răng bố trí không đối xứng với các ổ, làm tăng sự phân bố không
đều tải trọng trên chiều dài răng.
· Do đó cần chú ý thiết kế trục đủ cứng, đặc biệt là trong trường hợp các bánh
răng được nhiệt luyện đạt độ rắn cao và chịu tải trọng thay đổi, vì khi đó khả
năng chạy mòn của bánh răng rất kém.
Tuy nhiên vì kết cấu đơn giản nên loại sơ đồ này được sử dụng nhiều trong thực tế.
4. Bộ truyền đai thang:
4.1 Ưu điểm:
· Loại đai này có tiết diện hình thang, mặt làm việc là hai mặt bên tiếp xúc với
các rãnh hình thang tương ứng trên bánh đai, nhờ đó hệ số ma sát giữa đai
và bánh đai hình thang lớn hơn so với đai dẹt và do đó khả năng kéo cũng
lớn hơn
· Có thể truyền động giữa các trục xa nhau (>15m).[3]
· Làm việc êm và không ồn nhờ vào độ dẻo của đai, do đó có thể truyền vận
tốc lớn
· Tránh cho các cơ cấu không có sự dao động lớn sinh ra do tải trọng thay đổi
nhờ vào tính chất đàn hồi của đai.
· Kết cấu đơn giản, giá thành hạ.
4.2 Nhược điểm:
· Do ma sát lớn nên hiệu suất của đai hình thang thấp hơn so với đai dẹt.
· Kích thước bộ truyền lớn.
· Tỷ số truyền làm việc thay đổi do hiện tượng trượt đàn hồi của đai và bánh
đai, phải có cơ cấu căng đai khi sử dụng.
· Tải trọng tác dụng lên trục và ổ lớn.
· Tuổi thọ thấp (từ 1000 ÷ 5000 giờ) [3].
Với ưu điểm mạnh mẽ về tỉ số truyền và khoảng cách trục, nên bộ truyền đai được
sử dụng khá rộng rãi.
SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn <20702773>
Page 5
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
v SỐ LIỆU THIẾT KẾ:
· Hệ dẫn động xích tải gồm:
1- Động cơ điện
2- Bộ truyền đai thang
3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
4- Nối trục đàn hồi
5- Xích tải
· Số liệu thiết kế:
- Lực vòng trên xích tải:
F(N) =
7300
- Vận tốc xích tải
v(m/s) =
1,08
- Số răng đĩa xích tải dẫn
z(răng) =
11
- Bước xích tải
p(mm) =
110
- Thời gian phục vụ
L(năm) =
6
- Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300
ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
- Chế độ tải: T1=T , t1=60 s ; T2=0,87T , t2=12s
T
T1+1
T2
T
0,87T
t
60
12
Hình 1: Sơ đồ tải trọng
SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn <20702773>
Page 6
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
II.
GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
CHO HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG:
2.1 Chọn động cơ điện:
Dựa vào hình 1 (Sơ đồ tải trọng), ta xác định động cơ làm việc trong trường hợp tải
trọng thay đổi. Khi đó, công suất tính toán là công suất tương đương không đổi mà mất
mát năng lượng do nó sinh ra trương đương với mất mát năng lượng do công suất không
đổi gây nên trong cùng một thời gian.
Pt = Ptd
( P .t
2
Ptd =
1
1
+ P2 2 .t2 )
(t1 + t2 )
2
æ æ T ö2
æ T2 ö ö
1
ç ç ÷ .t1 + ç ÷ .t2 ÷
ç è T1 ø
è T1 ø ÷ø
= P1 . è
(t1 + t2 )
2
2
æT ö
æ 0,87 ö
t1 + ç 2 ÷ .t2
60 + ç
÷ .12
T1 ø
Ft .v
7300.1, 08
1 ø
è
è
=
.
=
.
; 7, 72kW
1000
(t1 + t2 )
1000
(60 + 12)
v Hiệu suất chung của hệ thống truyền động:
h ch = hbr2 .h d .h ol4 .h nt
Ø Tra bảng 2.3/19 – [1]
hbr =0,96
: hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ được che kín
h d =0,96
: hiệu suất bộ truyền đai
h ol =0,99
: hiệu suất ổ lăn
h nt =0,99
: hiệu suất nối trục đàn hồi
Þ h ch = 0,96 2.0, 95.0,99 4.0,99 ; 0,83
v Công suất cần thiết trên trục động cơ:
Pct =
Pt 7, 72
=
= 9,30kW
h 0,83
v Phân phối tỉ số truyền:
SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn <20702773>
Page 7
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
· Số vòng quay của trục máy công tác (trục xích tải)
nlv =
60000.v 60000.1, 08
=
; 54 vòng/phút
z. p
11.110
§ Trong đó:
v
- vận tốc xích tải
= 1,08m/s
z
- số răng đĩa xích tải = 11 răng
p
- bước xích
= 110 mm
· Tỉ số truyền toàn bộ ut của hệ thống dẫn động
ut = ud .u1.u2 = ud .uhgt
§ Dựa vào B2.4/21 – [1]
Hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ có
Truyền động đai thang có
uhgt = 8÷40
ud = 3÷5
Chọn sơ bộ tỷ số truyền (24 £ ut £ 200) : ut = 27
Þ Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb = ulv .ut = 54.27 = 1458 vòng/phút
v Chọn động cơ: tra bảng phụ lục P1.3/ -[1]
· Yêu cầu: động cơ được chọn phải có công suất Pdc và số vòng quay đồng bộ thỏa mãn
điều kiện:
ì Pdc ³ Pct = 9,30kW
í
îndb ; nsb = 1458v / ph
Đồng thời momen mở máy thỏa điều kiện
Tmm
T
£
Tk
Tdn
§ Trong đó:
Tmm
: momen mở máy của thiết bị cần dẫn động
Tk
: momen khởi động của động cơ
T
: momen tải
Tdn
: momen danh nghĩa
SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn <20702773>
Page 8
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
· BẢNG THÔNG SỐ KỸ THUẬT ĐỘNG CƠ ĐIỆN
Kiểu động cơ
nđb
cosφ
Công suất
Vận tốc quay
Tk
4A132M4Y3
1500 vòng/phút
0,87
11kW
1458 vòng/phút
2
Tdn
Hiệu suất
0,875
Bảng 2.1 Thông số kỹ thuật động cơ điện
2.2 Tỉ số truyền tính lại:
ut =
ndc 1458
=
= 27
nlv
54
· Ta sử dụng hộp giảm tốc khai triển trong bộ truyền và phân tỉ số truyền uh theo yêu cầu
bôi trơn:
răng trụ
Dựa vào B3.1/43-[1], ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc hai cấp bánh
khai triển thỏa mãn đồng thời ba chỉ tiêu:
§ Khối lượng nhỏ nhất
§ Mô men quán tính thu gọn nhất
§ Thể tích các bánh răng lớn nhúng trong dầu ít nhất
Chọn uh=8
3 ≤ ud ≤ 5
→
u1 = 3,2
u2 = 2,5
→
ud= 27/8 = 3,38
v Công suất trên các trục:
Ptd
7, 72
=
; 7,96kW
h .h nt 0, 99 2.0,99
P
7, 96
o Trục 2: P2 = 3 =
; 8, 38kW
h 2 .h ol 0, 96.0, 99
P
8,38
o Trục 1: P1 = 2 =
; 8,82kW
h1.h ol 0,96.0,99
o Trục 3: P3 =
2
ol
SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn <20702773>
Page 9
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
v Số vòng quay trên các trục:
ndc 1458
=
= 431, 36
nd
3, 38
n 431,36
n2 = 1 =
= 134,80
u1
3, 20
n 134,80
n3 = 2 =
= 53,92
n2
2, 50
o n1 =
vòng/phút
o
vòng/phút
o
vòng/phút
v Mô men xoắn trên các trục:
o
o
o
P3
= 1409826, 28
n3
P
T2 = 9,55.106. 2 = 593685, 64
n2
P
T1 = 9,55.106. 1 = 195268, 02
n1
T3 = 9, 55.10 6.
Trục
Thông số
Công suất P (kW)
N.mm
N.mm
N.mm
Động cơ
Trục 1
Trục 2
Trục 3
11
8,82
8,38
7,96
3,38
Tỷ số truyền u
3,20
Số vòng quay n
(vòng/phút)
1458
431,36
Mô men xoắn T
(N.mm)
72050,75
195268,02
2,50
134,80
53,92
593685,64 1409826,28
Bảng 2.2 Thông số kỹ thuật của hệ thống dẫn động xích tải
SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn <20702773>
Page 10
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
III.
GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN:
3.1 Tính toán bộ truyền đai thang:
v Thông số đầu vào:
Pd = Pdc = 11 kW
nd = ndc = 1458 vòng/phút
ud = 3,38
3.1.1 Chọn dạng đai:
Ta có Pdc = 11 kW
Nd = 1458 vòng/phút
Dựa vào H4.1/59-[1], chọn đai thang thường có tiết diện Ƃ
Ký hiệu
Bt
B
H
Y0
A (mm2)
D (mm)
Ƃ
14
17
10,5
4,0
138
140-280
Chiều dài giới hạn
l (mm)
800-6300
Với d1≈ 1,2 dmin = 1,2.140 = 168 mm
Với d1 = 168 mm, tra d1 theo dãy số tiêu chuẩn trong bảng 4.21/63-[1]
→Chọn d1 = 160 mm
→ Vận tốc đai: v1 =
p .d1.nd p .160.1458
=
= 12, 21 m/s
60000
60000
Kiểm tra: ta thấy v1 = 12,21 < 25 m/s : thỏa điều kiện đai thường.
3.1.2 Chọn hệ số trượt tương đối và tính d2:
d2 =
d1.ud
(1 - e )
§ Trong đó:
ε – hệ số trượt tương đối (0,01 ≤ ε ≤ 0,02)
SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn <20702773>
Page 11
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
160.3, 38
160.3, 38
£ d2 £
1 - 0, 01
1 - 0, 02
Û 546, 26 £ d 2 £ 551,84
Þ
· Theo tiêu chuẩn, chọn d2 = 560 mm
· Tính lại tỉ số truyền đai: ud = d 2 d = 560 160 = 3,5
1
·
3, 5 - 3,38
300 £
.100 0 0 = 3, 55 0 0 £ 4 0 0
3,38
Kiểm tra:
→ thỏa điều kiện cho phép
3.1.3 Xác định khoảng cách trục ad:
· Dựa vào bảng 4.14/60-[1]
Ta có ud
= 3,5
D2
= 560 mm
a -1
3,5 - 3
d2
Þ
=
4-3
0,95 - 1
Þ a = 0,975 Þ a = 0, 975.560 = 546( mm)
d2
· Kiểm tra ad theo điều kiện 4.14/60-[1]:
0,55.(d1 + d 2 ) + h £ ad £ 2.(d1 + d 2 )
§ Trong đó:
h- chiều cao mặt cắt ngang của dây đai
Û 0,55.(160 + 560) + 10,5 £ ad £ 2.(160 + 560)
Û 406,5 £ ad £ 1440
Vậy ad =546 mm → thỏa điều kiện 4.14/60-[1]
3.1.4 Xác định chiều dài dây đai L:
· Từ khoảng cách trục ad đã chọn:
L = 2.ad + p .
(d1 + d 2 )
2
+
(d 2 - d1 ) 2
= 2.546 + p . (160 + 560) + (560 - 160)
4.ad
2
4.546
2
L = 2296, 23(mm)
SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn <20702773>
Page 12
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
· Chọn L đai theo tiêu chuẩn: tra bảng 4.13/49-[1]→chọn L = 2240 mm
· Kiểm tra đai theo tuổi thọ:
i = v £ imax = 10 = 12, 21
= 5, 45
L
2240.103
§ Trong đó:
i - số lần uốn của đai trong 1 s
· Xác định lại khoảng cách trục ad theo L tiêu chuẩn: (theo CT 4.6/54-[1])
(
ad = l + l 2 - 8.D 2
)
· Trong đó:
p .(d1 + d 2 )
p .(160 + 560)
= 2240 = 1109, 03
2
2
d - d 560 - 160
D= 2 1 =
= 200
2
2
l = L-
Þa=
1109, 03 + 1109, 032 - 8.2002
= 515, 74(mm)
4
3.1.5 Góc ôm α1 trên bánh đai nhỏ: (theo CT 4.7/54-[1])
· Chọn vật liệu đai là sợi tổng hợp
a1 = 1800 - ( d 2 - d1 ). 57
0
ad
= 1800 - (560 - 160). 57
0
ad
= 135,80
Þ 135,80 > 1200 → thỏa điều kiện dành cho đai sợi tổng hợp.
3.1.6 Xác định số đai: (theo CT4.16/60-[1])
z=
P1.K d
([ P0 ].Ca .Cl .Cu .Cz )
§ Trong đó:
P1 = Pdc = 11kW
[P0]=3,37 kW (nội suy theo bảng 4.19/62-[1])
Kd = 1,1+0,1 : hệ số tải trọng động (làm việc 2 ca)
Cα = 0,87
SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn <20702773>
: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm (tra B4.15/61-[1])
Page 13
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
: hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai
Cl = 1
(tra B4.16/61-[1])
: hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền
Cu = 1,14
(tra B4.17/61-[1])
: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải
(tra B4.18/61-[1])
Cz = 0,95
trọng
Þ z = 11.1, 2
(3,37.0,87.1.1,14.0, 95)
= 4,1 ; 4 sợi
3.1.7 Xác định chiều rộng bánh đai và đường kính ngoài:
B = ( z - 1).t + 2.e = (4 - 1).19 + 2.12,5 = 82( mm )
§ Trong đó: (tra B4.21/63-[1])
t
= 19
h0
= 4,2
e
= 12,5
· Đường kính ngoài của bánh đai:
Da1 = d1 + 2.h0 = 160 + 2.4, 2 = 168, 4(mm)
Da2 = d 2 + 2.h0 = 560 + 2.4, 2 = 568, 4(mm)
3.1.8 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục: (theo CT4.19/63-[1])
F0 = 780.
P1.K d
· Lực căng trên 1 đai:
§ Trong đó:
(v.Ca .z )
+ Fv
Fv = qm.v2 = 0,178.12,212 = 26,54(N)
:lực căng do lực li
tâm sinh ra
qm = 0,178 kg/m
(tra B4.22/64-[1])
v = 12,21 m/s
P1 = 11kW
: công suất trên trục bánh chủ động
· Lực tác dụng lên trục:
SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn <20702773>
Page 14
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Fr = 2.F0 .z.sin(a ) = 2.268,85.4.sin(136 ) = 1994,19( N )
2
2
3.2 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ:
3.2.1 Chọn vật liệu:
Các bánh răng là những chi tiết máy đòi hỏi xác định chế độ gia công và tính toán
sức bền khi thiết kế, vì thế vật liệu làm bánh răng thường thuộc nhóm thép kết cấu (thép
cacbon chất lượng tốt; P,S thấp (P≤0,035%; S≤0,04%) được qui định về cơ tính và thành
phần hóa học chặt chẽ.
Do không có yêu cầu gì đặc biệt, và để giảm chi phí chế tạo, cho phép bộ truyền có
khả năng chạy mòn sau khi gai công , ta chọn vật liệu cho 2 cấp bánh răng theo quan điểm
thống nhất hóa trong thiết kế, cụ thể như sau:
· Dựa vào B6.1/92-[1], chọn:
Bánh dẫn
động
Bánh bị động
Nhãn hiệu
thép
C45
C45
σb (MPa)
Tôi cải thiện
Độ rắn
(HB)
241÷285
850
σch
(MPa)
580
Tôi cải thiện
192÷240
750
450
Nhiệt luyện
Sở dĩ chọn bánh bị động (bánh răng lớn) có độ bền thấp hơn là nhằm mục đích tăng khả
năng chạy mòn của răng, thường H1≥H2+(10÷15)HB
3.2.2 Xác định ứng suất cho phép:
· Theo B6.2/94-[1], thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180÷350HB có:
o Ứng suất tiếp xúc cơ sở: σ0Hlim = 2HB+70
o Hệ số an toàn (tiếp xúc): sH
= 1,1
o Ứng suất uốn cơ sở:
σ0Flim = 1,8HB
o Hệ số an toàn (uốn):
sF
= 1,75
· Chọn độ rắn bánh dẫn động (bánh răng nhỏ): HB1 = 245, bánh bị động (bánh răng
lớn): HB2 = 230
0
= 2.245 + 70 = 560 MPa, s F0 1lim = 1,8.245 = 441MPa
ïìs
Þ í H0 1lim
0
ïîs H 2lim = 2.230 + 70 = 530MPa, s F 1lim = 1,8.230 = 414 MPa
· Theo CT6.5/93-[1] :
tiếp xúc
2,4
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về
N HO = 30 H HB
SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn <20702773>
Page 15
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
2,4
2,4
N HO1 = 30H HB
= 1,63.107
1 = 30.245
2,4
2,4
N HO 2 = 30H HB
= 1,39.107
2 = 30.230
· Theo CT6.6/93-[1]:
N FO = 4.10 6 (đối với tất cả các loại thép) :số chu kỳ thay đổi
ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
· Vì bộ truyền chịu tải thay đổi, ta có công thức tính số chu kỳ thay đổi ứng suất tương
đương theo CT6.7,6.8/93-[1]
mF
T
ö .n .t
N HE1 = 60.c å æç i
÷
i i
è Tmax ø
§ Trong đó:
c = 1 :số lần ăn khớp của 1 răng trong một vòng
(tra theo hình 6.20/221-[3])
n1=431,36 vòng/phút
t=(300 ngày).(2 ca).(8 h).(6 năm)=28800 h
: tổng số giờ làm
việc
æ æ T ö3 60 æ 0,87.T ö3 12 ö
1
÷
Þ N HE1 = 60.1.28800.431,36. ç ç 1 ÷
+
ç è T1 ø 72 çè T1 ÷ø 72 ÷
è
ø
7
Þ N HE1 = 70.10 > N HO1
Vậy lấy NHO1=NHE1, do đó lấy KHL1 = 1
3
3
431, 36 æ æ T1 ö 60 æ 0,87.T1 ö 12 ö
÷
Þ N HE 2 = 60.1.28800.
.ç ç ÷
+ç
÷
3, 20 ç è T1 ø 72 è T1 ø 72 ÷
è
ø
7
Þ N HE1 = 21, 97.10 > N HO 2
Vậy lấy NHO2=NHE2, do đó lấy KHL2 = 1
· Như vậy:
o Theo CT6.1a/93-[1], sơ bộ xác định được
SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn <20702773>
Page 16
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
[s H ] = s H0 lim . K HL S
[s H ]1 = s
0
H 1lim
.
H
K HL1
= 560. 1 = 509( MPa )
1,1
SH
[s H ]2 = s H0 2lim . K HL 2 S
= 530. 1 = 481,8( MPa )
1,1
H
o Theo CT6.2a/93-[1], sơ bộ xác định được
[s F ]1 = s F0 1lim .K FC . K FL1 S
F
[s F ]2 = s F0 2lim .K FC . K FL 2 S
= 560. 1 = 509( MPa )
1,1
F
= 530. 1 = 481,8( MPa )
1,1
· Vì cấp nhanh là bánh răng nghiêng, theo CT6.12/95-[1]
[s H ] =
[s H ]1 + [s H ]2
2
=
509 + 481,8
= 495, 4 MPa < 1, 25 [s H ]2
2
· Với cấp chậm là răng thẳng:
Þ [s H ] = [s H ]2 = 418,8MPa
'
· Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
Þ [s F ]max = 0,8.s ch khi HB≤350
(theo CT6.14/96-[1])
ìï[s F ]1max = 0,8.s ch1 = 0,8.580 = 464 MPa
Þí
ïî[s F ]2max = 0,8.s ch 2 = 0,8.450 = 360 MPa
· Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: (theo CT6.13/95-[1])
[s H ]max = 2,8.s ch = 2,8.450 = 1260MPa
3.2.3 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:
A. Xác định khoảng cách trục: aw1 (theo 6.15/96-[1])
aw1 = K a .(u1 ± 1). 3
T1.K H b
[s H ]
2
.u1.y ba
§ Trong đó:
Ka=43 :hệ số phụ thuộc vào cặp vật liệu bánh răng và loại răng
SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn <20702773>
Page 17
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
(tra B6.5/96-[1])
T1= 195268,02 N.mm
[σH]=495,4MPa
:tỉ số truyền bánh răng trụ răng nghiêng
u1=3,30
ᴪba=bw/aw=chiều rộng vành răng/khoảng cách trục=0,315
(theo B6.6/97-[1])
KHβ=1,1
:hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
vành răng khi tính về tiếp xúc
(tra B6.7/98-
rộng
[1])
ᴪbd=0,53 ᴪa.(u1+1)=0,53.0,315.(3,30+1)=0,72
Þ aw1 = 43.(3,30 + 1). 3
(theo CT6.16/97-[1])
195268, 02.1,1
= 172, 29( mm)
(495, 4) 2 .3,30.0, 315
Chọn aw=225 mm (sau vài lần tính toán để thỏa điều kiện bền và bôi trơn ngâm dầu)
B. Xác định các thông số ăn khớp:
· Mô đun m1=(0,01÷0,02)aw1=2÷4
(theo CT6.17/97-[1])
· Chọn mô đun pháp theo tiêu chuẩn mn=3
(tra B6.8/99-[1])
0
· Chọn sơ bộ góc nghiêng răng β=20 Þ cos j = 0,94
· Tính số răng nhỏ (theo CT6.31/103-[1])
z1 =
2.aw1.cos b 2.225.0, 94
=
= 33, 57
m.(u1 + 1)
3.(3, 30 + 1)
→ chọn z1
Þ z2 = u1.z1 = 3,30.34 = 108,80
= 34 răng
→ chọn z2
= 109 răng
· Tỉ số truyền tính lại
u1 =
z 2 109
=
= 3, 21
z1
34
· Tính lại
cos b =
m.( z1 + z 2 ) 3.(34 + 109)
=
= 0,95
2.aw1
2.225
→ β = 18,190
· Khoảng cách trục chia:
SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn <20702773>
Page 18
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
aw =
225mm
GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
0,5.3.(34 + 109)
= 225(mm)
0,95
Nhờ có góc nghiêng răng là 18,190 mà khoảng cách trục vẫn đảm bảo là
mà không cần phải dịch chỉnh.
C. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
s H = Z m .Z H . Z e . 2.T1.K H .(u1 ± 1)
bw1.u1.d w21
£ [s H ]
(theo CT6.33/105-[1])
§ Trong đó:
Zm=274
:hệ số kể đến cơ tính vật liệu (tra B6.5/96-[1])
ZH= 2.cos b sin(2a )
tw
§ βb
§ αt
§ α
§
(theo CT6.34/105-[1])
:góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
: góc profile răng
: góc profile gốc
tg bb = cos a t .t g b
· Theo B6.11/104-[1]
ì
æ tga ö
= 20, 960
ïa t = arctg ç
÷
Þí
è cos b ø
ï
0
îa = 20 (theoTCVN1065 - 71)
(
)
cos a t ö
Þ a tw = arccos æç a.
= arccos 225. cos(20,96)
; 20,960 :góc ăn khớp
aw ÷ø
225
è
· Với a=0,5.m.(z2+z1)/cosβ=0,5.3.(34+109)/cos(18,19)=225(mm)
:khoảng cách trục chia
· Vậy
2.cos(18,19)
= 1, 69
sin(2.20,96)
ZH=
· Zε :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
e p = bw . sin b (m.p )
SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn <20702773>
:hệ số trùng khớp dọc
(theo CT6.37/105[1])
Page 19
- Xem thêm -