PHẦN I TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ Ι CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN : 1.1 Chọn kiểu loại động điện : Trong công nghiệp thường sử dụng nhiều loại động song cần chọn loại động cho phù hợp để vừa đẩm bảo yếu tố kinh tế vừa đẩm bảo yếu tó kỹ thuật Dưới vài loại động thường gặp : - Động điện chiều: loại động có ưu điểm thay đổi trị số mômen vận tốc góc phạm vi rộng, đảm bảo khởi động êm, hãm đảo chiều dễ dàng chúng lại có nhược điểm giá thành đắt, khó kiếm phải tăng thêm vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu, dùng thiết bị vận chuyển điện, thang máy, máy trục, thiết bị thí nghiệm - Động điện xoay chiều : bao gồm loại : pha ba pha + Động cơxoay chiều pha có công suất nhỏ phù hợp cho dân dụng chủ yếu + Động xoay chiều ba pha : gồm hai loại: đồng không đồng - Động ba pha đồng có ưu điểm hiệu suất cao, hệ số tải lớn có nhược điểm: thiết bị tương đối phức tạp, giá thành cao phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ, chúng dùng cho trường hợp cần công suất lớn (>100kw), cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi vận tốc góc - Động ba pha không đồng gồm hai kiểu: rôto dây rôto lồng sóc - Động ba pha không đồng rôto dây cho phép điều chỉnh vận tốc phạm vi nhỏ ( khoảng 5%), có dòng mở máy thấp cosϕ thấp, giá thành đắt, vận hành phức tạp dùng hợp phạm vi hẹp để tìm vận tốc thích hợp dây chuyền công nghệ - Động ba pha không đồng rôto lồng sóc có ưu diểm kết cấu đơn giản, giá thành hạ, dễ bảo quản, song hiệu suất thấp (cosϕ thấp) so với động ba pha đồng bộ, không điều chỉnh vận tốc Từ ưu, nhược điểm với điều kiện hộp giảm tốc ta, ta chọn Động ba pha không đồng rôto lồng sóc 1.2 Chọn công suất động cơ: Công suất động chọn theo điều kiện nhiệt độ đảm bảo động làm việc nhiệt sinh không mức cho phép Muốn : dc Pdmdc ≥ Pdtdc : công suất định mức động Pdm Pdtdc : công suất đẳng trị trục động ⎛ P ct ⎞ t dc Pdt = plv Σ ⎜⎜ i ct ⎟⎟ i Vì tải thay đổi nên : ∑ t ck i =1 ⎝ Plv ⎠ Plvct : công suất làm việc danh nghĩa trục công tác Pi ct : công suất phụ tải trục công tác chế độ thứ i Plvdc : công suất làm việc danh nghĩa trục động t , t ck : Thời gian làm việc chế độ thứ i thời gian chu kỳ dc i dc lv P = Pdtct ηΣ η ∑ : Hiệu suất chung trạm dẫn động η ∑ = η k η brt η o4 η x η x : Hiệu suất truyền xích Trong : ηbrt : Hiệu suất cặp bánh ăn khớp η o : Hiệu suất cặp ổ lăn η k : Hiệu suất nối trục đàn hồi Tra bảng 2.3 [I]/19 ta có Bộ truyền xích 0,97 η Bánh trụ 0,98 ổ lăn 0,995 Nối trục đàn hồi η ∑ = 1.0,98 0,995 0,97 = 0,91 => Plvct : công suất làm việc trục công tác, giá trị : Plvct = => dc lv P = Ft v 4600.1,05 = = 4.83 (kW) 1000 1000 Plvct ηΣ = 4,83 = 5,3 (kW) 0,91 dc Vậy Pdt = 5,3 2 ⎛T ⎞ ⎛ 0,8T ⎞ ⎛ 0,5T ⎞ ⎜ ⎟ 0,2 t ck + ⎜ ⎟ 0,5 t ck + ⎜ ⎟ 0,3 t ck ⎝T ⎠ ⎝ T ⎠ ⎝ T ⎠ = 4.08 (kW) 0,2 t ck + 0,5 t ck + 0,3 t ck Vậy động phải có công suất thoả mãn điều kiện: Pdmdc ≥ 4,08 (kW) 1.3 Chọn số vòng quay đồng động cơ: nđb Khi số vòng quay đồng động tăng khuôn khổ, khối lượng giá thành giảm ( số đôi cực giảm ), hiệu suất hệ số công suất (cos ϕ ) tăng Vì người sử dụng muốn có số vòng quay cao Tuy nhiên, dùng động với số vòng quay cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức phải sử dụng hệ thống dẫn động với tỷ số truyền lớn Do kích thước, khối lượng truyền lớn Vì thiết kế phải phối hợp yếu tố trên, đồng thời vào sơ đồ hệ thống dẫn động cần thiết để chọn số vòng quay thích hợp cho động Theo tiêu chuẩn có số vòng quay : 3000 v/p;1500 v/p;1000 v/p; 750 v/p;600 v/p 500 v/p Với hệ dẫn động băng tải nên: nct = 60.10 3.v 60.10 3.0,3 = = 66,85 (v/ph) πD π 300 Trong D: Đường kính tang dẫn băng tải(mm) v: Vận tốc vòng băng tải(m/s) Chọn sơ số vòng quay đồng động ndb=1500(v/p) ổ hay truyền bánh có ma sát trừ trượt 3% Vậy tốc độ vòng quay trục công tác : ndb=1450(v/p) Tỷ số truyền sơ toàn hệ thống Xác định theo công thức u sb = n db 1450 = = 21,69 nct 66,85 ndb: Số vòng quay động nct: Số vòng quay trục công tác Mặt khác tỉ số truyền hệ dẫn động là: u ∑ = u br u x Trong đó: ubr: Tỉ số truyền bánh trụ cấp ux: Tỉ số truyền truyền xích Tra bảng 2.4 [I]/21 ta có ubr = ÷ 40 ux = 1,5 ÷ => u Σ = 12 ÷ 200 Ta thấy usb = 21,69 ∈ (12÷200 ) thỏa mãn điều kiện Vậy chọn số vòng quay đồng động ndb=1450(v/p) 1.4 Chọn động cơ: dc Từ bảng P1.3[I]/236 vào điều kiện Pdm ≥ 4,08 (kW), ndb=1450(v/ph) ta chọn loại động 4A112M4Y3 Loại động Vận tốc quay (v/ph) Công suất (kW) Cosϕ η% Tmax/Tdn Tk/Tdn 4A112M4Y3 1425 5,5 0,85 85,5 2,2 2,0 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện tải cho động cơ: a Kiểm tra điều kiện mở máy: Khi khởi động, động cần sinh công suất đủ lớn để thắng sức ỳ hệ thống dc dc tức là: Pmm ≥ Pcbd (kW ) TK dc dc dc dc Pdm Pmm : Công suất mở máy Pmm = K mm Pdm = Tdn dc => Pmm =2,0.5,5 = 11 (kW) Pbddc : Công suất lực cản ban đầu dc dc Pcbd = Plv K bd =5,3.1,3 = 6,89 (kw) < 11 (kW) => Động chọn thoả điều kiện mở máy b Kiểm tra điều kiện tải: Đối với trường hợp tải thay đổi quay chiều công suất định mức động chọn theo công suất đẳng trị, có giai đoạn công suất làm việc vượt công suất định mức động Để tránh tượng cần kiểm tra tải cho động cơ: dc Pmax ≥ Pqtdc dc Pmax = K qt Pdmdc = Tmax dc Pdm = 2,2.5,5 = 12,1( kW ) Tdn dc pqtdc = T = plvct = 4,83 < Pmax Vậy điều kiện tải động thoả mãn II PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN : Tỉ số truyền toàn hệ thống: UΣ = ndc 1425 = = 21,32 nct 66,85 Tỷ số truyền truyền hộp : Vì hệ dẫn động gồm truyền bánh cấp nối với truyền hộp => U ng = (0,15 ÷ 0,1)U Σ = (0,15 ÷ 0,1)21,32 = 1,78 ÷ 1,46 Chọn Ung = 1,6 U Σ 21,32 = = 13,325 1,6 U ng Tỷ số truyền truyền hộp : => U h = Uh = U1.U2 Với hộp giảm tốc bánh cấp khai triển ta có: - Tỷ số truyền cấp nhanh: U = 0,825.3 U h = 0,825.3 13,325 = 4,63 U h 13,325 = = 2,88 - Tỷ số truyền cấp chập : U = U1 4,63 III XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC Tính tốc độ quay trục : nI = ndc = nđc = 1425 (v/ph) (vì uk = 1) uk n I 1425 = = 307,77(v / ph) u1 4,63 n 307,77 = II = = 106,86(v / ph) u2 2,88 n 106,86 = III = = 66.79(v / ph) un 1,6 n II = n III n IV Tính công suất danh nghĩa trục : Pi = Pi-1.η ∑ i I dc P = P lv ηk.ηo = 5,3.1 0,995 = 5,27(kW) PII = PI.ηbr.ηo = 5,27 0,98 0,995 = 5,13 (kW) PIII = PII ηbr.ηo = 5,13 0,98 0,995 = 5,00 (kW) PIV = PIII.ηx.ηo = 5,00 0,97 0,995 = 4,82 (kW) Tính momen xoắn trục : 9,55.10 6.Pi Áp dụng công thức : Ti = ni 9,55.106.5,27 = 35318,24( Nmm) => TI = 1425 9,55.10 6.5,13 TII = = 159182,18( Nmm) 307,77 9,55.10 6.5,00 TIII = = 446846 ,34( Nmm ) 106,86 T IV = 9,55 10 4,82 = 689189 ,99 ( Nmm ) 66 ,79 ,55 10 5,3 = 35519 , 29 ( Nmm ) 1425 Bảng số liệu tính toán: T dc = Trục đc Trục I Tốc độ quay n (v/ph) 1425 Tỷ số truyền Công suất (kW) 5,3 Momen xoắn (N.mm) 35519,29 5,27 35318,24 5,13 159182,18 5,00 446846,34 4,82 689189,99 1425 4,63 Trục II 307,77 2,88 Trục III 106,86 Trục IV 66,79 1,6 PHẦN II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH I/- CHỌN LOẠI XÍCH: Có loại xích : xích ống , xích lăn xích Trong loại ta chọn xích lăn để thiết kế chúng có ưu điểm : - Có nhiều thị trường dễ thay - Chế tạo không phức tạp xích - Phù hợp với vận tốc yêu cầu - Độ bền mòn xích lăn cao xích ống Vì công suất không lớn lên ta chọn xích lăn dãy II/- Xác định thông số xích truyền: 1/- Chọn số đĩa xích: Từ phần I ta tính toán xác định được: Ux =Ung = 1,6 nx = nIII = 106,86(v/ph); Px = PIII = 15,782(kW) Tra bảng 5.4 [I]/80 với Ux = 1,6 Ta chọn: Z1 = 27 (Z1 số đĩa xích nhỏ) Do ta có số đĩa xích lớn Z2 là: Z2 = Ux.Z1≤ Zmax Zmax: Được xác định từ điều kiện hạn chế độ tăng xích lề bị mòn sau thời gian làm việc Zmax = 120 xích ống lăn Z2 = Ux.Z1 = 1,6.27 = 43,2 Chọn Z2 = 45 < Zmax= 120 Tỉ số truyền thực: Uxt = 45 = 1,66 27 2/- Xác định bước xích p: Theo công thức 5.3[I]/80 công suất tính toán điều kiện đảm bảo tiêu độ bền mòn Ptx = P.k.kZ.kn ≤[P] (1) Trong đó: Ptx, P, [P]: Lần lượt công suất tính toán, công suất cần truyền (P=PIII), công suất cho phép kZ: Hệ số số kZ = Z 01 , Z1 Z01:bước xích tiêu chuẩn truyền xích có số đĩa nhỏ, Z01= 25 → kZ = 25 = 0,926 27 kn: Hệ số số vòng quay kn = n01 n1 Vì số vòng quay đĩa nhỏ n1=nx=106,86(v/ph), nên ta chọn n01 = 200(v/ph) → kn = 200 = 1,87 106,86 Ta có: Hệ số sử dụng k = k0 ka kdc kbt kd kc Ta bảng 5.6 [I]/82 ta có: k0: Hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí truyền, lấy k0=1 (Chọn độ nghiêng truyền phương ngang < 400) ka: Hệ số kể đến khoảng cách trục chiều dài xích, lấy ka = 1( Khoảng cách trục a=(30 50)p ) kdc: Hệ số kể đến ảnh hưởng việc điều chỉnh lực căng xích, lấy kdc = (ứng với vị trí trục không điều chỉnh được) kbt: Hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn, lấy kbtr = 1,3 ( môi trường có bụi, bôi trơn loại II) kd: Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất tải trọng, lấy kd = 1,25 (vì tải trọng động ) Kc: Hệ số kể đến chế độ làm việc truyền , lấy kc = 1,25(làm việc 2ca/ngày) Vậy: k = 1.1.1,3.1.1,25.1,25 = 2,03 Vậy ta xác định Ptx từ công thức trên: Ptx = P.k.kZ.kn = 5,00.2,03.0,926.1,87 = 17,58(kW) Ptx = 17,58(kW) ≤ [P] Với n01 = 200(v/phut) Tra bảng 5.5[I]/81 ta chọn truyền xích: bước xích p = 31,75(mm) [P] = 19,3 (kw) dc=9,55(mm) ( Đường kính chốt xích) B=27,46(mm) ( Chiều dài ống xích Ptx = 17,58 (KW) < [P] = 19,3 (KW) Thoả mãn điều kiện (1) Theo bảng 5.8[I]/83 với n1 = 106,86 < 300(v/phut) p = p max = 50,8(mm), với pmax bước xích lớn cho phép Ù Thoả mãn điều kiện va đập truyền 3/ Khoảng cách truc số mắt xích: Khoảng cách trục nhỏ giới hạn khe hở nhỏ cho phép đĩa xích a=(30÷50)p mm, hệ số nhỏ dùng u = hệ số lớn dùng u = 6…7 Mặt khác để tránh lực căng lớn trọng lượng thân xích gây nên, khoảng cách trục không nên lớn a ≤ amax = 80.p Khi thiết kế sơ chọn: a = 40p Vậy a = 40p = 40.31,75 = 1270 (mm) Từ khoảng cách trục a = 1270.(mm) Ta xác định số mắt xích x: 2a z1 + z ( z − z1 ) p 2.1170 27 + 45 (45 − 27 ) 50,8 x= + + = + + = 116,01 31,75 p 4Π a 4.3,14 2.1270 Lấy số mắt xích: x = 116 10 Ta có : FSO = e.FRO = 0,22.2354,67 = 518,02 (N) FS1 = e.FR1 = 0,22.3273,74 = 720,22 (N) Tổng lực tác dụng lên ổ : ∑FZO = FS1 - Fat = 720,22 – 621,68 = 98,54 (N) ∑FZ1 = FS0 + Fat = 518,02+ 621,68 = 1139,7 (N) Fa0 = max(FSO,∑FZO) = 518,02 (N) Fa1 = max(FS1, ∑FZ1) = 1139,7 (N) xét tỷ số: Fa 518,02 = = 0,22 = e V FRO 1.2354,67 Fa1 4153,5 = = 0,34 > e V FR1 1.8617,2 Tra bảng 11.4[I]/215 ta X0 = ; Y0 = X1 = 0,56 ; Y1 = 1,99 => Q0 = X0.V.FR0 Kđ.Kt = 1.1.2354,67.1,3.1 = 3061,07(N) Q1 = X1.V.FR1 Kđ.Kt = 0, 56.1.3273,74.1,3.1 = 2383,28 (N) ta thấy Q0 > Q1 Chọn ổ ‘ ’ để tínhkhả tải động * Tải trọng động tương đương m QE = m ΣQi Li ⎛Q ⎞ L ⎛Q = Q.m ⎜⎜ ⎟⎟ + ⎜⎜ ΣLi ⎝Q⎠ L ⎝Q QE = 3061,07.3 m m ⎞ L2 ⎛ Q3 ⎞ L3 ⎟⎟ + ⎜⎜ ⎟⎟ ⎠ L ⎝Q⎠ L 13.0,2 + 0,8 3.0,5 + 0,5 3.0,3 = 2418,99( N ) 0,2 + 0,5 + 0,3 Ta có : Cd = QE m L L = 60.10-6.Lh.n= 60.10-6.23360.307,77 = 431,37( triệu vòng ) 71 => Cd = 2418,99.3 431,37 = 18,27.kN Ta thấy Cd = 18,27, kN < C = 20,1 (KN) => Thoả mãn ĐK tải trọng động b) Kiểm nghiệm khả tải tĩnh - Mục đích : tránh biến dạng dư bề mặt tiếp xúc Đk : Qt ≤ Co Tra bảng 11.6[I]/221 : Xo = 0,6 ; Yo = 0,5 Qt = Xo.FR1 + Yo.Fa1 = 0,6.3273,74 + 0,5.621,68 = 2,27 (KN) => Qt = 2,27 (KN) < Co = 13,9 (KN) => ổ đảm bảo khả tải tĩnh Kết luận : Vậy ổ bi chọn cho trục II thoả mãn III CHỌN Ổ LĂN CHO TRỤC III : 1/ Chọn loại ổ lăn Tổng phản lực tác dụng lên ổ : FR0 = R Ax2 + R Ay2 = 1268,97 + 422,97 = 1337,46( N ) FR1 = RBx2 + RBy2 = 2506,48 + 5645,03 = 6176,49( N ) Ta thấy FR1 > FRO ta xét tỷ số Fa 967,39 = = 0,72 > 0,3 FR 1337,46 72 Tra bảng b P2.12[I]/263 ta chọn c ổ bi đỡ đ – chặn dãy cỡ nhhẹ hẹp góc tiếp xúc α = 260 r1 C Co Kíí hiệu ổ d D B =T r (mm) (mm) ( (m mm) (m mm) (m mm) ( (KN) ( (KN) 46209 45 85 19 2,0 1,0 30,4 23,6 g tốc không k yêu cầu c độ chínnh xác caoo máy m khí xácc Đốối với hộp giảm nên taa chọn cấp p xácc bình thườ ờng (0) để đảm đ bảo tíính kinh tế 2/Kiểểm nghiệm m khả năngg tải ổ a) Kiểm K nghiệm m khả năngg tải độngg Tra bảng b 11.4[I]/215 ta tììm e = 0,68 Chọnn kết cấu ổ lắp theo kiiểu chữ “ O ” Ta cóó : FSO = e.F FRO = 0,688.1337,46 = 909,47 (N) FS1 = e.FR1 = 0,688.6176,49 = 4200,01 (N) Tổngg lực tác dụ ụng lên ổ : ∑FZO = FS1 + Fa4 = 4200,011 + 967,39 = 12556 ((N) ∑FZ1 = FS0 – Fa4 = 909,47 – 967,39 = - 57,92 (N) 73 Fa0 = max(FSO,∑FZO) = 5167,4 (N) Fa1 = max(FS1, ∑FZ1) = 4200,01 (N) Tìm X,Y : xét tỷ số: Fa 5167,4 = = 3,86 > e V FRO 1.1337,46 Fa1 4200,01 = = 0,68 = e V FR1 1.6176,49 Tra bảng 11.4[I]/215 ta X0 = 0,41 ; Y0 = 0,87 X1 = ; Y1 = => Q0 = ( X0.V.FR0 + Y0.Fa 0).Kđ.Kt Q0 = (0,41.1.1337,46 + 0,87 5167,4).1,3.1 = 5043,99(N) Q1 = ( X1.V.FR1 + Y1.Fa1).Kđ.Kt Q1 = (1.1.6167,49 + 4200,01).1,3.1 = 8029,43 (N) ta thấy Q0 < Q1 Chọn ổ ‘ ’ để tínhkhả tải động Ta có : * Tải trọng động tương đương m QE = m m m ΣQi Li ⎛Q ⎞ L ⎛Q ⎞ L ⎛Q ⎞ L = Q.m ⎜⎜ ⎟⎟ + ⎜⎜ ⎟⎟ + ⎜⎜ ⎟⎟ ΣLi ⎝Q⎠ L ⎝Q⎠ L ⎝Q⎠ L 13.0,2 + 0,83.0,5 + 0,53.0,3 = 6345,22( N ) QE = 8029,43.3 0,2 + 0,5 + 0,3 Ta có : Cd = QE m L L = 60.10-6.Lh.n= 60.10-6.23360.106,86 = 149,77( triệu vòng ) => Cd = 6345,22 149,77 = 33,64.kN Ta thấy Cd = 33,64 kN > C = 30,4 (KN) => Không thoả mãn ĐK tải trọng động Ta chọn lại ổ cho trục III ổ bi đỡ – chặn dãy cỡ trung nhẹ có góc tiếp xúc α = 260 có thông số sau : 74 Kí hiệu ổ 46309 d (mm) 45 D (mm) 100 B =T (mm) 25 r (mm) 2,5 r1 (mm) 1,2 C (KN) 48,10 Ta có Cd = 33,64 kN < C = 48,10 (KN) => Ổ thoả mãn ĐK tải trọng động b) Kiểm nghiệm khả tải tĩnh - Mục đích : tránh biến dạng dư bề mặt tiếp xúc Đk : Qt ≤ Co Tra bảng 11.6[I]/221 : Xo = 0,5 ; Yo = 0,37 Qt = Xo.FR1 + Yo.Fa1 = 0,5.6167,49 + 0,37.967,39 = 3,44(KN) => Qt = 3,44(KN) < Co = 37,70(KN) => ổ đảm bảo khả tải tĩnh Kết luận : Vậy ổ bi chọn cho trục III thoả mãn C –TÍNH CHỌN THEN VÀ KHỚP NỐI I/ TÍNH CHỌN THEN 75 Co (KN) 37,70 Chọn mối ghép then đầu tròn để lắp ghép trục Điều kiện then phải đảm bảo độ bền dập độ bền cắt 2T ⎧ = ≤ [σ d ] σ d ⎪ d lt (h − t1 ) ⎪ ⎨ (*) ⎪τ = 2T ≤ [τ ] c ⎪⎩ c d lt b đó: [σd] : ứng suất dập cho phép, tra bảng 9.5[I]/178 => [σd] = 150 MPa [τc] = 60…90 MPa , ứng suất cắt cho phép , chịu tải trọng thay đổi d : đường kính trục đoạn có then, tính phần trục, ta có: - Trục I có : then 12 có d = 26 mm - Trục II có : then 22 có d = 40 mm ; then 23 có d = 40 mm - Trục III có: then 34 có d = 50 mm ; then 33 có d = 42 mm T : mômen xoắn trục, tính phần I - Trục I : T = 35318,24 Nmm - Trục II : T= 159182,18 Nmm - Trục III : T = 446846,34 Nmm lt : chiều dài then : lt = (0,8 ÷ 0,9).lm Theo tính toán phần trục ta có chiều dài mayơ : lm12 = 51 => lt12 =(0,8 ÷ 0,9).51 = 40 ÷ 45 => chọn lt 12 = 45 lm22 = 50 => lt12 =(0,8 ÷ 0,9).50 = 40 ÷ 45 => chọn lt 12 = 40 lm23 = 60 => lt23 =(0,8 ÷ 0,9).60 = 48 ÷ 54 => chọn lt 23 = 50 lm34 = 60 => lt34 =(0,8 ÷ 0,9).60 = 48 ÷ 54 => chọn lt 34 = 50 lm33 = 65 => lt32 =(0,8 ÷ 0,9).65 = 52 ÷ 58 => chọn lt 33 = 56 Ta có kích thước then bảng sau : h t1 t2 b d Trục then Đường kính Kích thước tiết diện then b h Chiều sâu rãnh then t1 t2 76 Bán kính góc lượn rãnh rmin rmax I II III 12 22 23 34 33 26 40 40 50 42 10 10 14 12 8 5 5,5 2,8 3,3 3,3 3,8 3,3 0.25 0,25 0,25 0,25 0,25 0,4 0,4 0,4 0,4 0,4 Thay số công thức (*) ta có: * Then 12 2.35318,24 ⎧ ⎪⎪σ d 12 = 26.45(7 − ) = 20,12( MPa) < [σ d ] ⎨ ⎪τ = 2.35318,24 = 7,54( MPa) < [τ ] c ⎪⎩ c12 26.45.8 * Then 22 2.159182,18 ⎧ = = 81,87( MPa) < [σ d ] σ d 22 ⎪⎪ 40.40(8 − 5) ⎨ ⎪τ = 2.159182,18 = 24,55( MPa) < [τ ] c ⎪⎩ c 22 40.40.10 * Then 23 2.159182,18 ⎧ ⎪⎪σ d 23 = 40.50(8 − 5) = 62,05( MPa) < [σ d ] ⎨ ⎪τ = 2.159182,18 = 18,61( MPa) < [τ ] c ⎪⎩ c 23 40.50.10 *Then 34 2.446846,34 ⎧ σ = = 110,80( MPa) < [σ d ] d 34 ⎪⎪ 50.50(9 − 5,5) ⎨ ⎪τ = 2.446846,34 = 27,69( MPa) < [τ ] c ⎪⎩ c 34 50.50.14 * Then 33 2.446846,34 ⎧ ⎪⎪σ d 33 = 42.56(8 − 5) = 126,65( MPa) < [σ d ] ⎨ ⎪τ = 2.446846,34 = 31,66( MPa) < [τ ] c ⎪⎩ c 33 42.56.12 Vậy then đủ điều kiện bền II/ TÍNH CHỌN KHỚP NỐI Khớp nối chi tiết tiêu chuẩn, thiết kế thường dựa vào mômen xoắn Tt xác định theo công thức sau để chọn kích thước khớp nối 77 Tt = K.T ≤ [T] T : mômen xoắn danh nghĩa : T = Tdc = 35519,29(N.mm) K : Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác, tra bảng 16.1[II]/58 với máy công tác băng tải ta chọn K = 1,5 =>Tt =1,5.35519,29 = 53,27(N.m) [T] : mômen xoắn cho phép, Vậy với đường kính trục động ddc = 26 (mm) ta tra bảng 16.10a[II]/68 ta kích thước nối trục đàn hồi Tt < T = 63 N.mm d D dm L l Do Z nmax B B1 26 100 50 124 60 71 5700 28 l1 21 D3 l2 20 20 Tra bảng 16.10b[II]/69 ta kích thước vòng đàn hồi d1 D2 l l1 l2 l3 h 10 M8 15 42 20 10 15 1,5 • Kiểm nghiệm ứng suất dập vòng đàn hồi : 78 σd = 2.k T 2.1,5.63.10 = = 2,95( Mpa) < [σd] = ( ÷ 4) (Mpa) Z D0 d c l3 6.71.10.15 • Kiểm nghiệm sức bền chốt : σd = l k T 0,1.Z D0 d c = 1,5.27,5.63.10 = 61( Mpa ) < [σu]= 80 (Mpa) 0,1.6.71.10 KL: Vậy khớp nối chọn thoả mãn PHẦN V THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC I: TÍNH THIẾT KẾ VỎ HỘP 79 Chọn bề mặt ghép nắp thân Vỏ hộp giảm tốc chế tạo phương pháp đúc, vật liệu làm hộp giảm tốc gang xám GX15-32 Chọn bề mặt ghép nắp thân qua đường tâm trục việc lắp ghép chi tiết thuận lợi II Các kích thước vỏ hộp : a) Vỏ hộp + Chiều dầy thành hộp : δ = 0,03.a + = 0,03.160 +3 = 7,8 (mm), lấy δ = (mm) + Chiều dầy nắp hộp δ1 = 0,9 δ = (mm) + Gân tăng cứng - Chiều dày : e = 0,9.δ =7 (mm) - Chiều cao : h = 40 (mm) - Độ dốc : 20 + Đường kính : - Kích thước gối trục: tra bảng 18.2[II]/88 theo D : đường kính lỗ lắp ổ lăn Trục I II III D 80 80 100 D2 100 100 120 D3 125 125 150 D4 75 75 90 h 10 10 12 D4 M8 M8 M10 Z 4 - Bulông : d1 = 0,04.a +10 = 0,04.160 + 10 = 16,4 chọn d1 = 20(mm) - Bulông cạnh ổ : d2 = 0,8 d1 =16 (mm) - Bulông ghép nắp bích thân : d3 = 0,9.d2 = 14,4 , chọn d3 = 16 (mm) - Vít ghép nắp ổ : d4 = 0,6.d2 = 9,6 (mm) , chon d4 =10 (mm) - Vít ghép nắp cửa thăm : d5 =(0,5 ÷ 0,6).d2 = ( ÷ 9,6 ) Chọn d5 = 8(mm) - Vít tra mỡ vào ổ d6 = 10 mm + Mặt bích ghép nắp thân - Chiều dầy bích thân hộp :S3 = (1,4÷1,8).d3 = (18÷22 ), chọn S3 = 20 (mm) - Chiều dầy bích nắp hộp : S4 = (0,9÷1).S3 = 18 (mm) - Bề rộng bích nắp thân : K3 = K2 – (3 ÷5) - Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ : K2 = E2 + R2 + ( 3÷5) (mm) E2 = 1,6.d2 = 1,6.16 = 25,6 (mm) chọn E2 = 26 R2 = 1,3.d2 = 20,8 (mm) chọn R2 = 21 Ö K2 = 50 (mm) 80 Ö K3 = 45 + Mặt đế hộp - Chiều rộng đế hộp : K1 =3.d1 = 60 (mm) + Khe hở chi tiết : - Khe hở bánh thành hộp : Δ ≥ (1÷1,2).δ = (10÷12) Chọn Δ = 10 (mm) - Khe hở đỉnh bánh lớn với đáy hộp : Δ1 = (3÷5) δ = (30÷50) Chọn Δ1 = 40 (mm) - Giữa mặt bên bánh với : Δ = δ = mm + Số lượng bu lông : Z= L+B 200 ÷ 300 với L : chiều dài hộp tính sau: L = a + 0,5(dw1 + dw4) + 2Δ L = (170 + 217 ) + 0,5.(51,33+273,43) + 2.8 = 450 B : chiều rộng hộp giảm tốc tính sau: B = l21 + 0,5(bo3 + bo3) = 183 + 0,5(21 + 21) = 204 mm 450 + 204 = 3,28 lấy tròn Z = => Z = 200 b) Chốt định vị : Chọn loại chốt dịnh vị hình côn Có thông số sau : d = (mm) ; C = 0,8; L= ( 16 ÷90) (mm) c) Que thăm dầu: 81 d) Núút thông hơ Nút thhông đ lắp trêên nắp cửaa thăm hoặặc vị trí cao củủa nắp hộp A M27 X2 B C D E G H 15 30 15 45 36 32 I K u e) Núút tháo dầu 82 L 10 M N 32 O P Q R S 32 18 36 32 d b m f L c q D S Do M M16x1,5 12 23 133.8 26 17 19,6 f) Bôii trơn HGT T: Dùnng dầu côn ng nghiệp để đ bôi trơnn HGT , chọn độ nhớtt dầu 500c (10000c) để bôi trơn bánh b l 80 ( tra bảng (18.11[II]/100)) 11 - Chọọn loại dầu u : Dầu cônng nghiệp 45 có độ nhhớt confisttooc 500c ( 38-522) ; 10000c lớn h 10 g)Bôii trơn ổ lăn n: Bôi trrơn ổ băng g mỡ T , mỡ ỡ chứa khooảng 2/3 khhoảng trốnng phậnn ổ, nhiệt độộ làm việc: ( 60 ÷ 100 0)c v lần đầuu: Lượnng mỡ tra vào = 0,005.221.80 = 8,4 • ổ I : G1 = 0,005.B.D (g) • ổ II : G2 = 0,005.B.D = 0,005.227.110 = 144,85(g) • ổ III : G3 = 0,005.B.D D = 0,005.333.140 = 23,1 (g) TÀI LIỆU L THA AM KHẢO O 83 [1] Nguyễn Trọng Hiệp : Chi Tiết Máy , tập tập Nhà xuất Giáo dục , Hà Nội 1999 [2] Nguyễn Bá Dương, Nguyễn Văn Lẫm , Hoàng Văn Ngọc , Lê Đắc Phong Tập vẽ chi tiết máy Nhà xuất Đại học Trung học chuyên nghiệp , 1978 [3] Trịnh Chất , Lê Văn Uyển : Tính toán Thiết kế hệ dẫn động khí , tập tập Nhà xuất Giáo dục , 1999 MỤC LỤC Trang Lời nói đầu 84 Phần I : TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ Phần II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 10 Phần III : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 18 I : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM III : KIỂM TRA CÁC ĐIỀU KIỆN Phần IV : THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY ĐỠ NỐI 18 27 35 38 A : THIẾT KẾ TRỤC 38 B : TÍNH CHỌN Ổ TRỤC 68 C : TÍNH CHỌN THEN VÀ KHỚP NỐI 78 Phần V :TÍNH THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 82 86 TÀI LIỆU THAM KHẢO 85 [...]... CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI A TÍNH THIẾT KẾ TRỤC : I/ CHỌN VÂT LIỆU: Trục chỉ chịu tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 thường hóa, có δch =340 (MPa), ứng suất xoắn cho phép [S] = 12÷20 (MPa) II/ TÍNH THIẾT KẾ TRỤC : 1/ Tải trọng tác dụng lên trục 35 a/ Xác định chi u và trị số của các lực từ các bộ truyền bánh răng: Dựa vào chi u quay của băng tải ta xác định được chi u quay của các bánh răng Chọn chi u... 101,17( MPa) < [σ F 3 ] = 252( MPa) • ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động: σ Y 101,17.3,60 σ F4 = F3 F4 = = 100,33( MPa) < [σ F 4 ] = 236,5MPa ) YF 3 3,63 ⇒ Vậy bánh răng thoả mãn điều kiện độ bền uốn e)Kiểm nghiệm răng về qua tải: Căn cứ vào sơ đồ tải trọng, ta nhận thấy khi làm việc răng có thể bị quá tải (lúc mở máy , hãm máy ) với hệ số quá tải : K qt = Tmax = K bd = 1,3 T • ứng suất tiếp... MPa) < [σ F 1 ] = 226,28( MPa ) => Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động: σ Y 17,95.3,60 σ F 2 = F1 F 2 = = 15,83( MPa) < [σ F 2 ] = 216( MPa) YF 1 4,08 ⇒ Vậy bánh răng thoả mãn điều kiện độ bền uốn e Kiểm nghiệm răng về qua tải: Căn cứ vào sơ đồ tải trọng, ta nhận thấy khi làm việc răng có thể bị quá tải (lúc mở máy , hãm máy ) với hệ số quá tải : K qt = Tmax Tmm = = K bd = 1,3 T T1 ứng suất... giữa chi u rộng vành răng và khoảng cách trục Tra bảng 6.6[I]/96 chọn ψ ba = 0,3 => ψbd = 0,5 ψ ba ( u2 + 1 ) = 0,5.0,3.(2,88+1) = 0,616 =>chọn ψ bd = 0,6 K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng Tra bảng 6.5 ta chọn K a = 43 K Hβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chi u rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.Tra bảng 6.7 với ψ bd = 0.6 => KHβ = 1,07 (sơ đồ 3)... bW d w3 2.T2 K Hβ K Hα aw um Vận tốc vòng của bánh răng 3 : π d w3.n2 v= 60.10 3 = π 82,47.307,77 60.10 3 = 1,33(m / s ) K Hα : Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Tra bảng 6.13[I]106 => cấp chính xác của bánh răng là 9 Tra bảng 6.14[I]107 => K Hα = 1,13 K Hβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chi u rộng vành răng, Tra bảng 6.7[I]98 => : K... Vì cặp bánh răng ăn khớp ngoài => lấy dấu “+” trong đó : 18 ψ ba : hệ số, là tỉ số giữa chi u rộng vành răng bw và khoảng cách trục aw.Tra bảng 6.6[I]/97 chọn ψ ba = 0,3 => ψbd = 0,5.ψ ba ( u1 + 1 ) = 0,5.0,3.(4,96+1) = 0.895 Chọn ψbd = 1 K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng Tra bảng 6.5[I]/96 ta được K a = 43 K Hβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chi u... II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM 1.Chọn vật liệu Vì hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nên chỉ cần chọn vật liệu nhóm I là loại vật liệu có HB ≤ 350, bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện Nhờ độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện Đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn Ta chọn loại vật liệu có nhãn hiệu và cơ tính như sau : Loại bánh răng Nhỏ Nhãn hiệu thép... giảm tốc chịu công suất,vận tốc trung bình nên ta chọn vật liệu nhóm I là loại vật liệu có HB ≤ 350, bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện Nhờ độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện Đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn.Chọn vật liệu có ký hiệu và cơ tính sau : Loại bánh răng Nhỏ Nhãn hiệu thép Nhiệt luyện Độ rắn 45 Lớn 45 Tôi cải thiện Thường hoá HB241 285 Giới hạn... khi tính về uốn : S F =1,75 • chọn độ rắn bánh răng nhỏ : HB1 =220 • chọn độ rắn bánh răng lớn : HB2 =210 Như vậy : σ H0 lim1 = 2 HB1 + 70 = 2.220 + 70 = 510 (Mpa) 16 σ H0 lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2.210 + 70 = 490 (Mpa) σ F0 lim1 = 1,8 HB1 = 1,8.220 = 396 (MPa) σ F0 lim 2 = 1,8 HB2 = 1,8.210 = 378 (MPa) +) KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Bộ truyền quay một chi u và tải trọng đặt một phía nên hệ số... =1,8.HB • hệ số an toàn khi tính về uốn : S F =1,75 • chọn độ rắn bánh răng nhỏ : HB3 =245 • chọn độ rắn bánh răng lớn : HB4 =230 0 Như vậy : σ H lim 3 = 2 HB3 + 70 = 2.245 + 70 = 560 (Mpa) σ H0 lim 4 = 2 HB4 + 70 = 2.230 + 70 = 530 (Mpa) σ F0 lim 3 = 1,8 HB3 = 1,8.245 = 441 (MPa) σ F0 lim 4 = 1,8 HB4 = 1,8.230 = 414 (MPa) Bộ truyền quay một chi u và tải trọng đặt một phía nên hệ số xét đến ảnh hưởng đặt ... trọng tác dụng lên trục 35 a/ Xác định chi u trị số lực từ truyền bánh răng: Dựa vào chi u quay băng tải ta xác định chi u quay bánh Chọn chi u nghiêng bánh hình hợp lý tổng lực dọc trục tác dụng... cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành hộp khoảng cách chi tiết quay : k1 = 10 mm - Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành hộp giảm tốc: k2 = 10 mm - Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp... F ] = 216( MPa) YF 4,08 ⇒ Vậy bánh thoả mãn điều kiện độ bền uốn e Kiểm nghiệm qua tải: Căn vào sơ đồ tải trọng, ta nhận thấy làm việc bị tải (lúc mở máy , hãm máy ) với hệ số tải : K qt = Tmax