Đô án thiết kế máy SVTH: Võ Nguyên Định Trang 1 LỜI NÓI ĐẦU Đối với nhiều ngành trong trường Đại học Bách Khoa, sau khi học xong phần lý thuyết học sinh sẽ bước qua giai đoạn thiết kế đồ án môn học. Đối với môn học Thiết kế máy cũng vậy. Thiết kế máy là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ sở tính toán và thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng như các chi tiết máy. Đây là đề tài thiết kế chính xác đầu tiên đối với mỗi sinh viên ngành cơ khí. Nhiệm vụ chung là thiết kế hệ dẫn động từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành. Khi thiết kế Đồ Án Thiết Kế Máy sinh viên lần đầu bắt tay vào một công việc mới mẻ, rèn luyện, vận dụng nhiều kiến thức và lý thuyết để giải quyết các vấn đề có liên quan đến thực tế. Đồ án này là sản phẩm thiết kế đầu tay tuy còn mang nặng tính lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu chuyên ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý thức sâu sắc về công việc cũng như nghiên cứu và tính toán. Trong đồ án vấn đề sai sót là không thế tránh khỏi, kính mong quý thầy cô tận tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm, những khúc mắc còn tồn tại và có thêm kiến thức để tiếp tục thực hiện các đề tài sau này. Xin chân thành cảm ơn quý thầy cô. Đà Nẵng ngày 10 tháng 11 năm 2014 Sinh viên thực hiện Võ Nguyên Định Đô án thiết kế máy SVTH: Võ Nguyên Định Trang 2 CHƯƠNG 1 CÁC PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ 1.1. Phương án 1 Hộp giảm tốc khai triển sử dụng bộ truyền ngoài là bộ truyền xích. Ưu điểm - Kết cấu đơn giản. Khuôn khổ kích thước nhỏ gọn hơn truyền động đai cùng công suất. Không có hiện tượng trượt, tỉ số truyền trung bình ổn định. Hiệu suất cao, có thể đạt 98% nếu được chăm sóc tốt và sử dụng hết khả năng tải. Lực tác dụng lên trục và ổ nhỏ. - Nhược điểm Nhanh mòn bản lề, nhất là bôi trơn không tốt và làm việc ở nơi nhiều bụi. Có tiếng ồn khi làm việc do va đập khi vào khớp nên hạn chế sử dụng ở bộ truyền tốc độ cao. Cần bôi trơn và căng xích. 1.2. Phương án 2 Hộp giảm tốc sử dụng bộ truyền ngoài là bộ truyền đai. Ưu điểm : - Truyền được khoảng cách giữa các trục xa nhau. Làm việc êm, không gây ồn nhờ vào độ dẻo của đai nên có thể truyền động với vận tốc lớn, tránh được các dao động sinh ra do tải trọng thay đổi. Đề phòng được sự quá tải nhờ sự trượt của đai. Kết cấu và vận hành đơn giản. - Nhược điểm Tải trọng phân bố không đều trên trục. Kích thước bộ truyền lớn, tỉ số truyền khi làm việc dễ bị thay đối, tải trọng tác dụng lên trục và ổ lớn. Tuổi thọ thấp. - Dựa vào ưu và nhược điểm của 2 phương án thiết kế trên, chọn phương án thiết kế 2 : Hộp giảm tốc hai cấp khai triển sử dụng bộ truyền ngoài là bộ truyền xích. Đô án thiết kế máy SVTH: Võ Nguyên Định Trang 3 Chương 2 CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 2.1. Chọn động cơ điện 2.1.1. Chọn loại động cơ - Sử dụng động cơ không đồng bộ ba pha kiểu lồng sóc giá rẻ, cấu tạo vận hành đơn giản nhất, mắc trực tiếp với mạng điện xoay chiều không cần biết đổi dòng điện. Được dùng rộng rãi nhất trong các ngành cơ khí, ví dụ trong máy công cụ, yêu cầu công suất, phụ tải dưới 100kW, không điều chỉnh vận tốc hoặc có thể điều chỉnh nhảy cấp bằng cách thanh đổi số đôi cực từ. 2.1.2. Chọn động cơ - Công suất động cơ P ct = 6,5 [kW] - Số vòng quay của động cơ n = 1500 [vòng/phút] - Theo bảng P1.3 phụ lục (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) chọn động cơ 4A132S4Y3 có P đc = 7,5kW, n đc = 1480 vg/ph , ȵ đc = 87,5 2.2. Phân phối tỉ số truyền 2.2.1. Xác định tỉ số truyền i t của hệ thống dẫn động - Ta có: 13,45 110 1480 n n i gt đc  2.2.2. Phân tỉ số truyền của hệ dẫn động cho các bộ truyền i = i nh . i h = i ng . i n . i c - Trong đó : i nh là tỉ số truyền của bộ truyền xích i h là tỉ số truyền hộp giảm tốc i 1 là tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh i 2 là tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm - Chọn sơ bộ i nh = 2,24 - Do đó tính được: 5,6 2,24 13,45 ng i t i h i  Chọn i 1 = 2,73 ; i 2 = 2,20 Đô án thiết kế máy SVTH: Võ Nguyên Định Trang 4 Tính lại giá trị của i ng theo i i của hộp giảm tốc: 2,24 2,73.2.20 13,45 .ii i i 21 t ng  2.2.3. Xác định công suất, Mômen và số vòng quay trên các trục: - Công suất trên các trục: kW75,55,8.0,99.1.n.nPP kolII III  kW5,88.0,956,175.0,99.n.nPP brolIII  kW 6,1756,5.0.95.nPP đđcI  - Số vòng quay trên các trục: vg/ph660 2,24 1480 i i i đ I đc  vg/ph242 2,73 660 i i i 1 I II  vg/ph110 2,2 242 i i i 2 II III  Mômen xoắn trên các trục: Nmm)(41942 1480 6,5 . 6 9,55.10 n P 6 9,55.10T đc đc đc  Nmm)89350 660 . 6 9,55.10 n P . 6 9,55.10T ( 6,175 I I I  (Nmm)228884 242 5,88 . 6 9,55.10 n P . 6 9,55.10T II II II  Nmm) 110 . 6 9,55.10 n P . 6 9,55.10T (501375 5,75 III III III  Đô án thiết kế máy SVTH: Võ Nguyên Định Trang 5 Bảng kết quả thông số tính toán : Trục Thông số Động cơ I II III Tỉ số truyền i ng =2,24 i n =2,73 i c = 2,20 Công suất (kW) 6,5 6,175 5,88 5,75 Số vòng quay (vg/ph) 1480 660 242 110 Mômen T (Nmm) 41942 89350 228884 501375 Đô án thiết kế máy SVTH: Võ Nguyên Định Trang 6 CHƯƠNG 3 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI 3.1. Chọn bộ truyền Truyền động xích thuộc loại truyền động bằng ăn khớp gián tiếp, được dùng để truyền động ở các trục xa nhau. Trong truyền động xích, cùng một lúc có thể truyền chuyển động và công suất cho nhiều trục. Tuy nhiên đòi hỏi chế tạo và chăm sóc phức tạp, làm việc có va đập, chóng mòn nhất là do bôi trơn không tốt vả môi trường làm việc nhiều bụi. Theo chỉ tiêu thiết kế, bộ truyền cần thiết kế có tỷ số truyền u = u ng = 2,24. Công suất cần truyền bằng công suất động cơ điện 65 kW, số vòng quay trục dẫn n = 1480 vòng/phút. Kiểu xích con lăn. 3.2. Thiết kế bộ truyền xích 3.2.1. Chọn loại xích: Theo bảng 5.2 “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” ta sử dụng đai loại xích con lăn: Bước xích p, mm 50,8 Kích thước, mm B, không nhỏ hơn 31,75 d 0 14,29 d 1 28,58 l - h, không lớn hơn 48,3 b, không lớn hơn 72 Tải trọng phá hỏng Q, kN 226,8 Khối lượng 1 mắc xích q 1 , kg 9,7 3.2.2. Xác định thông số của bộ truyền a) Chọn số răng đĩa xích - Số răng đĩa xích càng ít, đĩa bị động quay càng không đều, động năng va đập càng lớn và xích mòn càng nhanh. Vì vậy khi thiết kế cần đảm bảo cho số răng nhỏ nhất của đĩa xích lớn hơn z min (z min =17-19 đối với xích con lăn vận tốc trung bình). Đô án thiết kế máy SVTH: Võ Nguyên Định Trang 7 - Với i=2,24, theo bảng 5.4 “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” ta chọn số răng z 1 =25. Từ z 1 suy ra z 2 = i.z 1 = 2,24x25=56. Xác định bước xích p : -Theo bảng 5.5 “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí”, theo đề công suất của động cơ là 65kW, ta chọn số vòng quay đĩa nhỏ n 01 =200vg/ph, bước xích p=50,8mm, đường kính chốt d c =14,29mm, chiều dài ống B=45,21mm. - Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng : P t =P.k z .k n .k≤ [P] trong đó: P t , P, [P] lần lượt là công suất tính toán, công suất cần truyền và công suất cho phép (kW). k=k đ .k A .k o .k đc k b .k c [S I ,B6-6,T105]. Trong đó: + k đ -Hệ số xét đến tính chất tải trọng ngoài .Chọn tải trọng rung động nhẹ, ta chọn k đ =1 + k A -Hệ số xét đến chiều dài xích,ta chọn A=(30  50).t nên ta chọn k A =1 + k o -Hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền.Chọn đường tâm nối hai đĩa xích làm với đường ngang một góc nhỏ hơn một góc 60 o nên ta chọn k o =1. + k đc -Hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích.Trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích ta chọn k đc =1. + k b -hệ số xét đến điều kiện bôi trơn .Chọn điều kiiện bôi trơn liên tục(xích nhúng trong dầu hoặc phun liên tục) ta chọn k b =0,8. + k c -Hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền, ta chọn làm việc 2ca nên k c =1,25 Thay số vào ta có k=1.0,8.1.1,25.1=1 k z = 1 01 z z = 25 25 =1 Đô án thiết kế máy SVTH: Võ Nguyên Định Trang 8 k n = 1 01 n n = 300 200 =0,67 Thay vào ta có P t = 6,5x1x0,67x1=4,35kW < P=5,0kW: thóa mãn điều kiện. c) Khoảng cách trục và số mắc xích8 Khoảng cách trục a: a min ≤ a ≤ a max với a min = 0,5(d a1 +d a2 ) + (30 50); a max =80p khi thiết kế thường sơ bộ chọn a= (30 50)p Chọn a= 35p= 1778 mm Công thức tính số mắc xích: x= p a2 + 2 21 zz  +(  .2 12 zz  ) 2 . a p . Thay số vào ta được x= 111. Số lần va đập i và bản lề xích trong 1 giây: i (1/s)= z 1 n 1 /(15x)= 25x300/(15x77)=4,5 ≤ 12,7 thỏa mãn điều kiện với bước xích p (mm) =50,8 ≤ 60. c) Tính đường kính của đĩa xích : Đường kính vòng chia của đĩa xích dẫn : )(405 25 180 8.50 180 1 1 mm Sin Z Sin p d oo c  Đường kính vòng chia của đĩa xích bị dẫn : )(906 56 180 8,50 180 2 2 mm Sin Z Sin p d oo c  e) Tính lực tác dụng lên trục : Đô án thiết kế máy SVTH: Võ Nguyên Định Trang 9 npZ Nk PkR t t 10.6 . 7  Trong đó : + k t : hệ số xét đến trọng lượng xích lên trục,ta chọn bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn o 40 với đường nằm ngang k t = 1,15. + N : công suất trục dẫn + p : Bước xích. + n : Số vòng quay của đĩa dẫn. + Z : số răng của đĩa dẫn )N(2840 110.8,50.25 5,6.15,1.10.6 n.p.Z N.k.10.6 P.kR 7 t 7 t  Các thông số tính được : + Số răng đĩa xích. Đĩa dẫn Z 1 = 25(răng). Đĩa bị dẫn Z 2 = 56(răng). + Bước xích p= 50,8(mm). + Số mắc xích X= 111(mắc xích ). + Khoảng cách trục A= 1778(mm). + Đường kính vòng chia. Đĩa dẫn d c1 = 405(mm). Đĩa bị dẫn d c2 = 906(mm). + Lực tác dụng lên trục. R= 2840(N). Đô án thiết kế máy SVTH: Võ Nguyên Định Trang 10 CHƯƠNG 4 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 4.1. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh 4.1.1. Chọn vật liệu làm bánh răng Bánh răng nhỏ: chọn thép 45, thường hoá có:  k1 = 600 N/mm 2 ;  ch1 = 300N/mm 2 ; HB = 200. Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (6090) mm. Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có:  b =500 N/mm 2 ;  ch = 260 N/mm 2 ; HB = 170. Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (100300) mm. 4.1.2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép a) Ứng xuất tiếp xúc cho phép : Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ: N tđ1 = 60 u (M i /M max ) 3 n i .T i (3.1) Trong đó: + M i ,n i ,T i là moment xoắn, số vòng quay trong 1 phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i. + M max là moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng + u là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng. N tđ1 =60.1.6,5.330.16.(660/2,24).[1 3 .4/8 + (0,5) 3 .4/8]= 34,13.10 7 > N o với N 0 là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn: N tđ2 = N tđ1 /u ng = 28.10 7 / 2,24= 15,24.10 7 > N o [...]... trong của hộp b1 = 81 (mm) : bề rộng bánh răng dẫn cấp nhanh SVTH: Võ Nguyên Định Trang 25 Đô án thiết kế máy b2 = 76 (mm) : bề rộng bánh răng bị dẫn cấp nhanh b3 = 117 (mm) : bề rộng bánh răng dẫn cấp chậm b4 = 112 (mm) : bề rộng bánh răng bị dẫn cấp chậm c = 15 (mm) : khoảng cách giữa các chi tiết quay = 10 (mm) : chiều dày thân hộp B (mm): chiều rộng ổ lăn  = 1,2=12(mm) : khe hở giữa bánh răng và... án thiết kế máy Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện: b = 74,2mm g) Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: Tính số răng tương đương: Ztđ=Z/cos3.(3.11) Bánh nhỏ: Ztđ1 =17/(0,984)3 =34 Bánh lớn: Ztđ2 =114/(0,984)3= 151 Hệ số dạng răng theo bảng 3-18: y1 = 0,49 y2 = 0,517 Lấy ’’=1,5_hệ số phản ánh khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng so với bộ truyền bánh răng thẳng Đối với bánh. .. A1=142 d) Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn ccx chế tạo bánh răng: SVTH: Võ Nguyên Định Trang 12 Đô án thiết kế máy Vận tốc vòng của bánh răng trụ: v 2. A1 n1 2. 142.660   3,47m / s (3.5) 60.1000(u  1) 60.1000.( 2,24  1) Với vận tốc này theo bảng (6-13) ta chọn cấp chính xác 8 e) Định chính xác hệ số tải trọng k và khoảng cách trục A: Hệ số tải trọng k được tính theo công thức : k = ktt.kđ.(3.6)... tốc vòng v của bánh răng và chọn ccx chế tạo bánh răng: Vận tốc vòng của bánh răng trụ: v 2. A 2 n 2 2. 212.242   0,667m / s (3.5) 60.1000(u  1) 60.1000.( 2,24  1) Với vận tốc này theo bảng (6-13) ta chọn cấp chính xác 9 e) Định chính xác hệ số tải trọng k và khoảng cách trục A: Hệ số tải trọng k được tính theo công thức : k = ktt.kđ.(3.6) ktt: hệ số tập trung tải trọng kđ: hệ số tải trọng động. .. của bánh răng nghiêng so với bộ truyền bánh răng thẳng Đối với bánh răng nhỏ:  u1  19,1.106.k N 19,1.106.1,5.6,175   36,49N / mm 2 (3.12) 2 2 y1 mn Z 1 n1 b. ' ' 0,49.4,5 47.660.105.1,5 SVTH: Võ Nguyên Định Trang 14 Đô án thiết kế máy vậy  u1 < []u1=143,3 N/mm2 Đối với bánh răng lớn: u2 = u1.y1/y2 (3.13) u2 = 36,49.0,49/0,517=34,58N/mm2 < []u2 = 119,4 N/mm2 h) Kiểm nghiệm sức bền bánh răng. .. Trang 11 Đô án thiết kế máy Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: k = 1,8 Bánh nhỏ: []u1= 1,5.258.1 = 143,3 N/mm2 1,5.1,8 Bánh lớn: []u2= 1,5.215 = 119,4N/mm2 1,5.1,8 4.1.3 Tính toán thông số bộ truyền a) Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k: Do ổ bố trí đối xứng Có thể chọn sơ bộ k = 1,5 b) Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: Do bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh răng chử V, phân đôi Do vậy tải trọng tác...Đô án thiết kế máy Do đó hệ số chu kỳ ứng suất k’N của cả hai bánh răng đều bằng 1 Theo bảng 3-9: []Notx= 2,6.HB []tx = []Notx k’N Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ : []tx1= 2,6x200= 520 N/mm2 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn : []tx2= 2,6x170= 442 N/mm2 Ứng suất uốn cho phép: Số chu kỳ tương đương của bánh răng: Ntđ = 60 u (Mi/Mmax)mni.Ti (3.2)... sơ bộ k = 1,5 SVTH: Võ Nguyên Định Trang 18 Đô án thiết kế máy b) Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: Chọn A= b/A = 0,1 c) Xác định khoảng cách trục: 2  1,05.106  k N A2  (u  1)   [ ] u    ' n (3.4)  tx 2   A 2 3 ’-hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng Chọn ’= 1,2 k : hệ số tải trọng n2=242(v/p) tx2=442N/mm2 2  1,05.106... việc tương đương của bánh lớn: Ntđ2= Ntđ1/ung = 28.107 / 2,24= 15,24.107> No Do đó hệ số chu kỳ ứng suất k’N của cả hai bánh răng đều bằng 1 Theo bảng 3-9: []Notx= 2,6.HB []tx = []Notx k’N Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ : []tx1= 2,6x200= 520 N/mm2 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn : []tx2= 2,6x170= 442 N/mm2 SVTH: Võ Nguyên Định Trang 17 Đô án thiết kế máy Ứng suất uốn cho phép: Số... 4.2.1 Chọn vật liệu làm bánh răng Bánh răng nhỏ: chọn thép 45, thường hoá có: k1= 600 N/mm2 ; ch1= 300N/mm2 ; HB = 200 Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (6090) mm SVTH: Võ Nguyên Định Trang 16 Đô án thiết kế máy Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có: b=500 N/mm2 ; ch= 260 N/mm2 ; HB = 170 Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (100300) mm 4.2.2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép a)