MỤC LỤC
MỤC LỤC
LỜI NÓI ĐẦU
PHẦN I. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1. Chọn động cơ.
2. Tính toán động học hệ thống dẫn động cơ khí.
3. Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục.
PHẦN II. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN
A. Bộ truyền trong hộp.
1. Chọn vật liệu.
2. Xác định các loại ứng suất cho phép.
3. Tính toán cho cấp nhanh.
4. Tính toán cho cấp chậm.
5. Bảng thông số các bộ truyền bánh răng trong hộp.
B. Bộ truyền xích.
1. Chọn loại xích.
2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích.
3. Bảng thông số bộ truyền xích.
PHẦN III. THIẾT KẾ TRỤC À CHỌN Ổ LĂN
A. Thiết kế trục.
1. Sơ đồ phân tích lực của hệ dẫn động.
2. Giá trị của các lực ăn khớp.
3. Tính sơ bộ trục.
4. Xác định khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực.
5. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục.
6. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.
7. Tính kiểm nghiệm độ bền của then.
B. Chọn ổ lăn.
1. Chọn ổ lăn cho trục I.
2. Chọn ổ lăn cho trục II.
3. Chọn ổ lăn cho trục III.
PHẦN IV. TÍNH TOÁN, CHỌN CÁC YẾU TỐ CỦA HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC
1. Tính toán các yếu tố của vỏ hộp.
2. Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp.
3. Bảng kê các kiểu lắp.
KẾT LUẬN.
TÀI LIỆU THAM KHẢO.
LỜI NÓI ĐẦU
Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí.
Hưởng ứng tinh thần trên, em đã cố gắng vận dụng những kiến thức về thiết kế để hoàn thành việc thiết kế hệ thống dẫn động cho băng tải. Phương án được lựa chọn là hệ thống gồm một hộp giảm tốc hai cấp và các bộ truyền bễn ngoài.
Em xin chân thành cảm ơn thầy: ………..….... và các thầy cô Khoa Cơ khí đã giúp em hoàn thành đồ án này.
PHẦN I . CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.Chọn động cơ.
a. Tính công suất cần thiết.
Chọn động cơ điện là công việc đầu tiên của qúa trình tính toán, thiết kế máy. Nó có ảnh hưởng lớn đến việc lựa chọn và thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền ngoài hộp. Để chọn được động cơ phải dựa trên các đặc tính và phạm vi sử dụng của chúng cùng với yêu cầu thiết kế từ đó lựa chọn động cơ động cơ phù hợp và kinh tế nhất.
Muốn vậy ta phải tính được công suất cần thiết của động cơ. Công suất cần thiết của động cơ được
- Pt : là công suất tính toán trên trục máy công tác.
- ỗ : là hiệu suất truyền động.
Để xác định được công suất Pct cần xác định được công suất tính toán Pt. Công suất tính toán được xác định dựa vào chế độ làm việc của hệ thống dẫn động và tính chất của tải trọng.
2. Tính toán động học hệ thống dẫn động cơ khí.
Tính toán hệ thống dẫn động cơ khí theo các thông số của động cơ điện chọn được
* Xác định tỉ số truyền ut của hệ thống dẫn động.
Với: ndc = 2890(v/p) là số vòng quay của động cơ điện chọn được.
nlv = 92(v/p) là số vòng quay trên trục băng tải.
=> ut = 31,52(lần)
* Phân phối tỉ số truyền ut của hệ thống dẫn động cho các bộ truyền.
Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động được phân phối cho bộ truyền trong hộp giảm tốc và bộtruyềnngoài (bộ truyền xích & bộ truyền khớp).
3. Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục.
Dựa trên sơ đồ thiết kế và công suất cần thiết Pct của động cơ ta tính được công suất, momen, và số vòng quay trên các trục của hệ thống dẫn động
e.Trên trục công tác:
Công suất trên trục: Plv = P3 .hx.hol = 3,14.0,96.0,99 = 2,98(kW)
PHẦN II . THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
A. Bộ truyền trong hộp.
I. Chọn vật liệu.
Theo yêu cầu thiết kế và tính toán động cơ ở trên thì đây là hộp giảm tốc bánh răng hai cấp công suất trung bình. Do cặp bánh răng cấp nhanh chịu tải nhỏ hơn cặp bánh răng cấp chậm, nên ta phải chọn vật liệu chế tạo bánh răng cấp nhanh có cơ tính kém hơn vật liệu cặp bánh răng cấp chậm, để tránh lãng phí.Tuy nhiên, do chỉ sản xuất loạt nhỏ, để đơn giản cho việc cung cấp vật liệu chế tạo, cũng như công nghệ chế tạo bánh răng ta có thể chọn chung loại vật liệu cho cả hai cấp như nhau.
Theo yêu cầu thiết kế với vận tốc băng tải v = 1,35(m/s) và tải F=3000(N) ta chọn vật liệu thông thường (nhóm I) có độ rắn HB £ 350. Bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện.
Theo bảng 6.1(Tr. 92,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn được loại vật liệu cho cả bánh dẫnvà bánh bị dẫn như sau:
Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 … 285
Giới hạn bền: sb = 850(MPa)
Giới hạn chảy: sch = 580(MPa)
II. Xác định các loại ứng suất cho phép.
Đây là hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng và răng nghiêng làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn, do đó dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng. Đó là các phá hỏng mỏi do tác dụng dài hạn của ứng suất tiếp xúc thay đổi có chu kỳ gây ra. Ngoài ra, răng có thể bị biến dạng dư gẫy dòn lớp bề mặt hoặc phá huỷ tĩnh ở chân răng do quá tải. Do vậy ta xác định ứng suất cho phép và kiểm nghiệm nó.
2. ứng suất uốn cho phép [ sF ].
ứng suất uốn cho phép [ sF ] được xác định theo công thức (6.2):
Với bước tính sơ bộ lấy YR.Ys.KxF = 1
Hệ số KHL được xác định theo công thức (6.4):
- NFO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn: NFO=4.106
- NFE : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
- Ye : Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng.
- YF1: Hệ số dạng răng của bánh 1.
- YF2: Hệ số dạng răng của bánh 2.
- KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn.
- dw1 : Đường kính vòng lăn bánh chủ động(mm).
- bw1 : Bề rộng vành răng bánh chủ động(mm).
- [sF1]: ứng suất uốn cho phép của bánh răng 1(Mpa)(tính chính xác).
- [sF2]: ứng suất uốn cho phép của bánh răng 2(Mpa)(tính chính xác).
- T1 : Momen xoắn trên trục T1= 11235(Nmm)
+) Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng Ye được xác định như sau:
Ye=1/ea với ea=1,708 (tính được ở trên)
=> Ye=1/ea=1/1,708=0,585
+) Hệ số dạng răng của cặp bánh răng YF1, YF2:
Do đây là cặp bánh răng trụ răng thẳng lên: zv1= z1= 23 ; zv2= z2= 97
Tra theo bảng 6.18 (TR109.,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với hệ số dịch chỉnh bằng x = 0 và:
Số răng tương đương zv1= 23 => YF1= 4
Số răng tương đương zv2= 97 => YF2=3,6
+) Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF được xác định theo công thức(6.45):
KF= KFb.KFa.KFv
Trong đó:
- KFa : Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn. Với bánh răng thẳng KFa=1
- KFb : Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn. theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với ybd1 = 0,678 và sơ đồ 3 chọn được KHb = 1,17.
1. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy, hãm máy,hoặc có sự cố bất thường…).
Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cực đại
- T: Momen xoắn danh nghĩa.
- Tmax: Momen xoắn quá tải.
- Tmm : Momen mở máy.
+) Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép:
sH = 490,1(MPa)
[sH]max =1624(MPa)
+) Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại tại mặt lượn chân răng không vượt quá giá trị cho phép:Với các giá trị được tính ở trên:
sF1 = 96 (MPa)
sF2 = 88,9(MPa)
[sF]max = 464(MPa)
Vậy bộ truyền đảm bảo về quá tải.
B. Bộ truyền xích.
I. Chọn loại xích.
Theo tính toán ở trên ta có công suất ,số vòng quay và tỉ số truyền trên trục 3 và trục công tác:
Trục 3: n3 = 221(v/p) ; P3 = 3,14(kW)
Trục công tác: nlv = 92(v/p) ; Plv = 2,98(kW)
Tỉ số truyền bộ truyền ngoài: ux = 2,413(lần)
Vận tốc tang quay v=1,35(m/s) ,lực kéo băng tải F=3000(N)
Từ đó ta thấy bộ truyền ngoài làm việc với vận tốc, tải trọng không lớn. Xét về tính kinh tế ta
chọn bộ truyền xích con lăn mà vẫn đảm bảo các yêu cầu kĩ thuật.
II. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích.
1. Số răng đĩa xích.
Để đảm bảo bộ truyền quay đều, động năng va đập nhẹ và tuổi thọ của xích cần đảm bảo số răng nhỏ nhất của đĩa xích lớn hơn zmin. Đối với xích con lăn vận tốc trung bình zmin=17-19.
PHẦN III. THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN
A.Thiết kế trục
1. Sơ đồ phân tích lực của hệ dẫn động.
Xem hình vẽ 1
2. Giá trị của các lực ăn khớp.
Trục I có: Số vòng quay n1 = 2890(v/p)
Momen xoắn T1 = 11235(Nmm)
Công suất P1 = 3,4(kW)
Trục II có: Số vòng quay n2 =701,3(v/p)
Momen xoắn T2 = 44516(Nmm)
Công suất P2 = 3,269(kW)
Trục III có: Số vòng quay n3 = 221,3(v/p)
Momen xoắn T1 = 135547(Nmm)
Công suất P1 = 3,14(kW)
+) Lực ăn khớp trên trục I:
Trên trục I có bánh răng thẳng 1và khớp nối trục
5. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục.
a.Trên trục I
+) Phản lực ở gối đỡ:
Giả sử phản lực ở gối đỡ có phương chiều như hình vẽ (với hệ toạ độ đã chọn).
Các phản lực là F0x; F0y; F1x; F1y. Ta có phương trình cân bằng momen tại gối 0 theo phương:
0X: SM0(Fx) = Ft1.l12- F1x.l11- Ftk.(l11+l1k) = 0
6- Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.
Dựa vào biểu đồ momen trên các trục ta thấy trục III chịu tải trọng lớn có momen xoắn, momen tương đương đều lớn nhất so với 2 trục còn lại. Do vậy ta kiểm nghiệm độ bền mỏi cho trục III tại hai tiết diện : chỗ lắp ổ lăn (0) và chỗ lắp bánh răng 4
7. Tính kiểm nghiệm độ bền của then.
Mối ghép then dùng để truyền momen xắn từ trục tới các chi tiết lắp trên trục hay ngược lại.
Các then dùng trong bộ truyền là then bằng .Trong quá trình làm việc mối ghép then có thể bị hỏng do dập bề mặt làm việc, ngoài ra then có thể hỏng do bị cắt.Điều kiện để đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt
B.Tính toán chọn ổ lăn.
1.Chọn ổ lăn cho trục I.
a. Chọn loại ổ lăn.
Tải trọng hướng tâm nhỏ, chỉ có lực hướng tâm, dùng ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ 0 và 1.
b. Chọn sơ bộ kích thước ổ.
Với đường kính ngõng trục d=25mm và kết cấu trục trên hình vẽ 3, chọn sơ bộ ổ cỡ trung kí hiệu305 có đường kính trong d=25mm, đường kính ngoài D=62mm, khả năng tải động C=17,6(kN), khả năng tải tĩnh Co=11,60(kN) (bảng P2.7 phụ lục)
c. Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ.
Vì trên đầu vào của trục I có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần chọn chiều của Ftk ngược với chiều đã chọn khi tính trục.
PHẦN IV. TÍNH TOÁN, CHỌN CÁC YẾU TỐ CỦA HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC
1. Tính toán, chọn các yếu tố của vỏ hộp giảm tốc.
Vỏ hộp giảm tốc ta chọn là vỏ hộp đúc được làm bằng gang có bề mặt ghép bích được chế tạo song song với mặt đế hộp và đi qua mặt phẳng chia đôi các ổ trục.
3. Bôi trơn hộp giảm tốc
a. Bôi trơn bánh răng.
Bánh răng được bôi trơn bằng cách ngâm trong dầuchứa ở trong hộp chiều sâu ngâm dầu của bánh răng 4 là 1/4 bán kính của bánh răng (19,5mm)
Với bánh răng có vận tốc vòng v1>5m/s vật liệu bánh răng là thép có sb=850Mpa chọn được loại dầu bôi trơn trong hộp có độ nhớt ỏ 50°C là 43/6(bảng 18.11 TTTKHTDĐCK-T2)
Từ đó theo bảng 18.13 ta chọn được dầu công nghiệp 50 dùng để bôi trơn trong hộp.
KẾT LUẬN
Sau một thời gian làm đồ án, dưới sự hướng dẫn chỉ bảo của các thầy giáo trong bộ môn, đặc biệt là thầy giáo hướng dẫn: ………....…., đến nay đồ án của em đã hoàn thành đúng thời hạn đảm bảo các nhiệm vụ được giao.
Qua quá trình làm đồ án đã giúp tôi làm quen với những công việc cụ thể của người kỹ sư cơ khí trong tương lai, phương pháp làm việc độc lập, sáng tạo, khoa học, kỷ luật, đồng thời đồ án đã giúp bản thân em củng cố thêm các kiến thức đã được học cũng như học hỏi được nhiều kiến thức và kinh nghiệm quý báu. Do thời gian có hạn và kiến thức thực tế còn hạn chế nên trong quá trình làm đồ án của em không tránh được những thiếu sót. Kính mong quý thầy cô chỉ bảo để đồ án của em được hoàn thiện hơn.
Cuối cùng em xin cám ơn thầy giáo hướng dẫn: ….……..……, cùng các thầy trong bộ môn đã tận tình hướng dẫn cho em hoàn thành đồ án này.
Em xin chân thành cảm ơn!
TÀI LỆU THAM KHẢO
1. Chi tiết máy T1 , T2 - Nguyễn Trọng Hiệp (1999).
2. Hưỡng dẫn hoàn thành đồ án môn học Chi tiết máy (1979).
3. Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí T1,T2 -Trịnh Chất,Lê Văn Uyển (2000).
"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"