Tiểu luận Kỹ thuật cơ khí: Thiết kế đồ án chi tiết máy

Chia sẻ: _ _ | Ngày: | Loại File: PDF | Số trang:112

Thêm vào BST

Báo xấu

55
lượt xem 8
download

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Tiểu luận trình bầy tính toán chọn động cơ; tính thiết kế các chi tiết của hệ dẫn động; lắp ráp, vận hành và bảo dưỡng hệ dẫn động; 01 bản vẽ lắp hộp giảm tốc; 03 bản vẽ chế tạo chi tiết trên khổ giấy A1 do giáo viên hướng dẫn chỉ định.

Chủ đề:

Bình luận(0) Đăng nhập để gửi bình luận!

Lưu

Nội dung Text: Tiểu luận Kỹ thuật cơ khí: Thiết kế đồ án chi tiết máy

ĐẠI HỌC KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM KHOA CƠ KHÍ Độc lập – Tự do – Hạnh phúc BỘ MÔN KỸ THUẬT CƠ KHÍ   ĐỀ TÀI THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Số: 08 / NPDN3XX Sinh viên thiết kế:1. MSSV:K1855102 :ĐÀO XUÂN HÒA 2. MSSV:K185510205056 :VÕ MINH HIẾU Giáo viên hướng dẫn: TS. Nguyễn Thị Thanh Nga THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG DÙNG BĂNG TẢI VỚI SỐ LIỆU SAU: Lực vòng trên băng tải: Ft = 5600 N Thời gian phục vụ: 7(năm) Đường kính tang băng tải: D = 480 mm Tỷ lệ số ngày làm việc mỗi năm: 0.7 Vận tốc vòng băng tải: v = 1.5 m/s Số ca làm việc mỗi ngày: 2/3 Tính chất tải trọng: Không đổi Sơ đồ khai triển trạm dẫn động Sơ đồ tải trọng làm việc 1. Động cơ điện; K = 1.67 bd 2. Bộ truyền bánh răng cấp nhanh; 3. Bộ truyền bánh răng cấp chậm;4. Khớp nối; 5. Bộ truyền xích ; 6. Băng tải. Khối lượng yêu cầu 1. 01 thuyết minh chung trình bầy tính toán chọn động cơ; tính thiết kế các chi tiết của hệ dẫn động; lắp ráp, vận hành và bảo dưỡng hệ dẫn động. 2. 01 bản vẽ lắp hộp giảm tốc (khổ giấy Ao). 3. 03 bản vẽ chế tạo chi tiết trên khổ giấy A do giáo viên hướng dẫn chỉ định. 1 4. Giáo viên hướng dẫnTS. Nguyễn Thị Thanh Nga 1
Phần I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 1. Chọn động cơ điện 1.1. Chọn loại và kiểu động cơ Động cơ điện có nhiều kiểu loại, nhưng dùng trong hộp giảm tốc thì ta phải tính toán và chọn lựa sao cho phù hợp nhất để vừa thỏa mãn cả hai yếu tố kinh tế và kỹ thuật. Dưới đây sẽ trình bày về một số loại động cơ và cách chọn. a. Động cơ điện một chiều Dùng dòng điện 1 chiều để làm việc (kích từ mắc song song, nối tiếp hoặc hỗn hợp), hoặc dùng dòng điện một chiều điều chỉnh được (Hệ thống máy phát – động cơ). Ưu điểm của loại này là cho phép thay đổi trị số của moomen và vận tốc góc trong một phạm vi rộng. Ngoài ra dùng động cơ điện một chiều khi khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, do đó thích hợp dùng trong các thiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm. Nhược điểm của chúng là đắt, riêng loại động cơ điện một chiều lại khó kiếm và phải tăng thêm chi phí đầu tư để lắp các thiết bị chỉnh lưu. b. Động cơ điện không đồng bộ 1 pha Thường dùng cho các thiết bị máy móc phục vụ cho các sinh hoạt hằng ngày vì công suất của các loại động cơ này không lớn lắm. Do vậy không thích hợp để làm việc trong điều kiện cần công suất lớn như hộp giảm tốc. c. Động cơ điện xoay chiều ba pha Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha. Chúng gồm hai loại là: Động cơ ba pha đồng bộ và không đồng bộ. - Động cơ ba pha đồng bộ có vận tốc góc không đổi, không phụ thuộc vào trị số của tải trọng và thực tế không điều chỉnh được. So với động cơ ba pha không đồng bộ, động cơ ba pha đồng bộ có ưu diểm là hiệu suất và hệ số công suất cosφ cao, hệ số quá tải lớn nhưng có nhược điểm: thiết bị tương đối phức tạp, giá thành tương đối cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ. Vì vậy động cơ ba pha đồng bộ được sử dụng trong những trường hợp hiệu suất động cơ và trị số 2
cosφ có vai trò quyết định (như trong các trường hợp yêu cầu công suất lớn trên 100kW, không cần điều chỉnh vận tốc, lại ít phải mở máy và dừng máy). - Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu: Rôto dây cuốn và Rôto lồng sóc. Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc trong một phạm vi nhỏ (khoảng 5%), có dòng điện mở máy nhỏ nhưng cosφ thấp, giá thành cao, kích thước lớn và vận hành phức tạp, dùng khi cần điều chỉnh trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của máy. Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc có ưu điểm: kết cấu đơn giản, giá thành tương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha mà không cần biến đổi dòng. Nhược điểm của nó là hiệu suất và hệ số công suất cosφ thấp hơn so với động cơ ba đồng bộ, không điều chỉnh được vận tốc (so với động cơ một chiều và động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn). Nhưng nhờ có ưu điểm cơ bản trên mà động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc được lựa chọn sử dụng phổ biến trong các ngành công nghiệp. Để dẫn các thiết bị vận chuyển, bang tải, xích tải, thùng trộn,… nên sử dụng loại động cơ này. Do vậy trong đề tài thiết kế này ta cũng chọn động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc. 1.2. Chọn công suất động cơ Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảo cho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn trị số cho phép. Để đảm bảo điều kiện đó cần thoả mãn yêu cầu sau: dc Pdm  Pdtdc (kW) Trong đó: Pdm dc : Công suất định mức của động cơ; Pdtdc : Công suất đẳng trị trên trục động cơ, được xác định như sau: 𝑑𝑐 𝑑𝑐 Theo đề vì tải trọng không đổi nên: 𝑃𝑑𝑡 ≥ 𝑃𝑙𝑣 𝑐𝑡 𝑑𝑐 𝑃𝑙𝑣 Với:𝑃𝑙𝑣 = (𝑘𝑊) 𝜂∑ +𝑃lvct : giá trị công suất làm việc trên trục công tác. 𝑐𝑡 𝐹𝑡. . 𝑉 5600 . 1,5 𝑃𝑙𝑣 = = = 8,4(𝑘𝑊) 1000 1000 Trong đó: : Ft - lực vòng trên trục công tác (N); 3
V - vận tốc vòng băng tải (m/s). +𝑃dtdc – công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ. ct 𝑃lv 𝑃lvdc = 𝜂∑ + 𝜂∑ - là hiệu suất chung của toàn hệ thống Ta có: + Số cặp ổ lăn là: 4 + Số khớp nối là: 1 + Số cặp bánh răng trụ là:2 + Số bộ truyền xích là: 1 Sơ đồ gồm các bộ truyền mắc nối tiếp: Theo công thức 2.9[1] ta có: 4 2 𝜂𝛴 = 𝜂𝑜𝑙 . 𝜂𝑏𝑟 . 𝜂𝑘 1 . 𝜂𝑥 1 Với: - 𝜂𝑜𝑙 : Hiệu suất 1 cặp ổ lăn - br : Hiệu suất 1 bộ truyền bánh răng trụ -  k : Hiệu suất 1 khớp nối - x : Hiệu suất của bộ truyền xích. Chọn theo bảng 2.3 [1] Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ như sau : + Khớp nối : k = 1 + Bộ truyền bánh răng trụ (che kín, bôi trơn) :brt = (0,96÷0,98) →chọn :brt = 0,96 + Một cặp ổ lăn : ổ = (0,99 ÷ 0.995) →chọn ổ = 0,99 + Bộ truyền xích (để hở) : x = (0,90 ÷ 0.93) →chọn đ = 0,90 Vậy hiệu suất chung của toàn hệ thống là : 4 2 𝜂𝛴 = 𝜂𝑜𝑙 . 𝜂𝑏𝑟 . 𝜂𝑘 1 . 𝜂𝑥 1 = 0,994 . 0,962 . 1.0,90 = 0,796 𝑐𝑡 𝑑𝑐 𝑃𝑙𝑣 8,4 → 𝑃𝑙𝑣 = = = 10,55(𝑘𝑊) 𝜂𝛴 0,796 𝑑𝑐 => Công suất đẳng trị của động cơ là: 𝑃𝑑𝑡 ≥ 10,55(𝑘𝑊) 1.3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ 4
Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được xác định theo công thức: 60f 𝑛db = 𝑝 Trong đó: f - tần số của dòng điện xoay chiều (Hz) (f = 50 Hz); p - số đôi cực từ; p = 1; 2; 3; 4; 5; 6. Trên thực tế, số vòng quay đồng bộ có các giá trị là 3000, 1500, 1000, 750, 600 và 500 v/ph. Số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khuôn khổ và giá thành của động cơ càng tăng (vì số đôi cực từ lớn). Tuy nhiên dùng động cơ có số vòng cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức tỉ số truyền của toàn hệ thống tăng, dẫn tới kích thước và giá thành của các bộ truyền tăng lên. Do vậy, trong các hệ dẫn động cơ khí nói chung, nếu không có yêu cầu gì đặc biệt, hầu như các động cơ có số vòng quay đồng bộ là 1500 hoặc 1000 v/ph (tương ứng số vòng quay có kể đến sự trượt 3% là 1450 và 970 v/ph. + Tính số vòng quay của trục công tác theo công thức 2.16[1]: - Với hệ dẫn động băng tải ta có: 60.103.v 60.103.1,5 nct = = = 59,71 (v/ph)  .D  .480 Trong đó: D: đường kính tang dẫn của băng tải (mm); v : vận tốc vòng của băng tải (m/s); * Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ: -Tra bảng 2.4[1] chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp và bộ truyền đai: Ta có: + Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ: Tỷ số truyền nên dùng cho cả hệ thống phải bao gồm cả khoảng tỷ số truyền nên dùng của hộp giảm tốc và khoảng tỷ số truyền nên dùng của bộ truyền ngoài hộp. und = uhnd .udnd Trong đó: 5
+ Bộ truyền xích : 𝑢𝑥𝑛𝑑 = 2 ÷ 5 + Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp : 𝑢ℎ𝑛𝑑 = 8 ÷ 40. => Tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền: und = (2 ÷ 5).(8 ÷ 40) = (16 ÷ 200) => und = (16 ÷ 200) 𝑛𝑑 Số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ là: 𝑛𝑑𝑐 = 𝑢∑𝑛𝑑 . 𝑛𝑐𝑡 𝑛𝑑 ⇒ 16. 𝑛𝑐𝑡 ≤ 𝑛𝑑𝑐 ≤ 200. 𝑛𝑐𝑡 𝑛𝑑 ⇔ 12 . 59,71 ≤ 𝑛𝑑𝑐 ≤ 160 . 59,71 𝑛𝑑 ⇔ 716,52 ≤ 𝑛𝑑𝑐 ≤ 11942 Ta chọn sơ bộ số vòng quay của động cơ : nsb = 1500 (v/p) (kể đến sự trượt 3% thì số vòng quay của động cơ sẽ là 𝑛𝑑𝑏 = 1450 (v/ph) + Vậy tỷ số truyền của hệ thống được xác định theo công thức: 𝑛𝑑𝑏 1450 𝑢𝑠𝑏 = = = 24,28 𝑛𝑐𝑡 59,71 Tra bảng 2.4[1] ta thấy usb nằm trong khoảng u nên dùng. Vậy ta chọn được số vòng quay đồng bộ của động cơ là: ndb = 1500(v / ph). 1.4. Chọn động cơ thực tế Chọn động cơ phải thỏa mãn hai thông số: - Công suất động cơ phải lớn hơn hoặc bằng công suất tính toán. 𝑑𝑐 𝑑𝑐 𝑑𝑐 𝑃𝑑𝑚 ≥ 𝑃𝑑𝑡 ⇒ 𝑃𝑑𝑚 ≥ 8,4(𝑘𝑊) - Tốc độ quay phù hợp 𝑑𝑐 Với 𝑃𝑑𝑚 ≥ 8,4(𝑘𝑊) và 𝑛𝑑𝑏  1500(𝑣/𝑝ℎ) Tra bảng P1.3[1] trong Các thông số kỹ thuật của động cơ 4A Bảng 1.1. Thông số của máy 4A132M4Y3 Kiểu động Công suất Vận tốc 𝜂% 𝑇𝑚𝑎𝑥 𝑇𝑘 Cos ⌀ Cơ (kW) quay (v/p) 𝑇𝑑𝑛 𝑇𝑑𝑛 4A132M4Y3 11,0 1458 87,5 2,2 2,0 0,87 1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ 6
a, Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống. Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ. Điều kiện mở máy của động cơ thoả mãn nếu công thức sau đảm bảo: dc Pmm  Pbd dc Trong đó: dc - công suất mở máy của động cơ (kW): Pmm Pbddc - công suất cản ban đầu trên trục động cơ (kW): Với: dc 𝑇𝑘 dc 𝑃mm = 𝑃 =2,0.11=22 (kW) 𝑇dn 𝑑𝑚 dc 𝑃bd =Kbd .Pdc lv =1,67.10,55=17.62 (kW) Ta thấy Vậy động cơ đã chọn thoã mãn điều kiện điều kiện mở máy. b, Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ Theo đề bài vì sơ đồ tải không đổi nên không cần kiểm tra quá tải cho động cơ. 2. Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền (TST) chung của toàn hệ thống u xác định theo: 𝑛đ𝑐 1458 𝑢𝛴 = = = 24,42 𝑛𝑐𝑡 59,71 Trong đó: nđc - số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph); nct - số vòng quay của trục công tác (v/ph). Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp: u = ux .uh Trong đó: + u x : Tỉ số truyền của bộ truyền xích + uh : Tỉ số truyền của hộp giảm tốc + uh = u1.u2 2.1. Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc -Với hệ dẫn động gồm HGT 2 cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp có: u x = ( 0,1  0,15 ) uh Hay 7
→ ung = u x = (0,1  0,15).u = (0,1  0,15).24, 42 = 1,56  1,91  Ta có bộ truyền ngoài là xích, nên quy chuẩn giá trị tính được theo dãy TST tiêu chuẩn như sau: 1,00; 1,12; 1,25; 1,4; 1,6; 1,8; 2,00; 2,24; 2,50; 2,80; 3,15; 3,55; 4,00; 4,50; 5,00. →Chọn ung = ux = 1,8 Vậy: Tỉ số truyền ngoài của hộp giảm tốc là: u 24, 42 → uh = = = 13,57 ung 1,8 2.2. Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc + Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc: Tỉ số truyền của hộp cũng có thể phân theo hàm đa mục tiêu với thứ tự ưu tiên các hàm đơn mục tiêu sau : khối lượng các bộ truyền , mô men quán tính thu gọn và thể tích các bánh lớn nhúng dầu nhỏ nhất ; khi này tỉ số truyền các cấp có thể tính theo công thức (1.26)[Vũ Ngọc Pi, Nguyễn Văn Dự) : uh 0,6677 u1 = 1,3494. ( ba2 /  ba1 )0,6023 Trong đó:  ba2 ,  ba1 là hệ số chiều rộng bánh răng cấp nhanh và chậm. Chọn  ba2 = 0,35; ba1 = 0,25 13,570,6677  u1 = 1,3494. = 6,28 (0,35 / 0, 25)0,6023 uh 13,57  u2 = = = 2,16 u1 6,28 3. Tính toán các thông số trên các trục Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau: chỉ số "đc" ký hiệu trục động cơ; các chỉ số “I”, “II”, “III”, “IV” chỉ trục số I, II, III và IV. 3.1. Tính công suất trên các trục - Công suất danh nghĩa trên trục động cơ : Pdc = Plvdc = 10,55(kW) - Công suất danh nghĩa trên các trục I, II và III xác định theo các công thức sau: PI = Pdc .kn .ol = 10,55.1.0,99 = 10, 44(kW) 8
PII = PI .br .ol = 10, 44.0,96.0,99 = 9,92(kW ) PIII = PII .br .ol = 9,92.0,96.0,99 = 9, 42 ( kW ) PIV = PIII .ol . x = 9, 42.0,99.0,9 = 8,39 ( kW ) 3.2. Tính số vòng quay của các trục ndc Ta có: - Tốc độ quay của trục I: 𝑛𝐼 = (1.14) udc  I Với: 𝑛đ𝑐 – Tốc độ quay trên trục động cơ. 𝑢đ𝑐÷𝐼 – Tỉ số truyền của bộ truyền nối giữa động cơ với trục I. Ta thấy: 𝑛đ𝑐 = 1458 ; 𝑢đ𝑐÷𝐼 = 𝑢𝑘𝑛 = 1 ndc 1458 nI = = = 1458(v / ph) udc  I 1 - Tốc độ quay của trục II: nI 1458 nII = = = 232,17(v / ph) uI − II 6, 28 - Tốc độ quay của trục III: nII 232,17 nIII = = = 107, 48(v / ph) uII − III 2,16 - Tốc độ quay của trục IV(làm việc): nIII 107,48 nIV = = = 59,71 (v/ph) ux 1,8 3.3. Tính mô men xoắn trên các trục Mô men xoắn trên trục thứ i được xác định theo công thức sau: Pi Ti = 9,55.106 (1.16) ni Trong đó : Pi ; n i :là công suất và số vòng quay trên trục thứ i. + Mômen xoắn trên trục động cơ: Pdc 10,55 Tdc = 9,55.106 = 9,55.106. = 69103, 22(N.mm) ndc 1458 + Mômen xoắn trên trục I: 9
PI 10, 44 TI = 9, 55.106 = 9, 55.106. = 68382, 71(N.mm) nI 1458 + Mômen xoắn trên trục II: PII 9,92 TII = 9,55.106 = 9,55.106. = 408045,83(N.mm) nII 232,17 + Mômen xoắn trên trục III: PIII 9, 42 TIII = 9,55.106 = 9,55.106. = 837002, 233(N.mm) nIII 107, 48 + Mômen xoắn trên trục công tác: PIV 8,39 TIV = 9,55.106 = 9,55.106. = 1341894,15(N.mm) nct 59, 71 3.4. Lập bảng kết quả Các kết quả tính ở trên là số liệu đầu vào cho các phần tính toán sau, do vậy cần lập bảng thống kê như sau Tỉ số truyền Công suất Số vòng quay Mômen xoắn Trục U P(kw) N(v/p) T(N.mm) Động cơ 10,55 1458 69103,22 udc=1 Trục I 10,44 1458 68283,71 u1=6,28 Trục II 9,92 236,46 408045,83 u2=2.15 Trục III 9,42 109,98 837002,23 10
ux=1,8 Trục IV 8,39 61,1 1341894,15 PHẦN 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG 2.1. Thiết kế bộ truyền xích 2.1.1. Chọn loại xích - Có 3 loại xích: + Xích ống: Đơn giản, giá thành hạ và khối lượng giảm vì không dùng con lăn, nhưng cũng vì thế mà bản lề mòn nhanh. Vì vậy chỉ dùng xích ống với các bộ truyền không quan trọng, mặt khác yêu cầu khối lượng nhỏ. + Xích ống – con lăn: Kết cấu giống như xích ống, phía ngoài lắp thêm con lăn, thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa (ở xích ống) bằng ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa xích (ở xích ống - con lăn). Làm tăng độ bền mòn của xích ống - con lăn. Chế tạo không phức tạp bằng xích răng, do đó xích con lăn được dùng khá rộng rãi. Thích hợp dùng khi vận tốc làm việc dưới (10 15) m/s. Nên ưu tiên dùng xích một dãy. Nhưng ở các bộ phận truyền quay nhanh, tải lớn nếu dùng xích 2 , 3 hoặc 4 dãy sẽ làm giảm tải trọng động và kích thước khuôn khổ bộ truyền. + Xích răng : khả năng tải lớn, làm việc êm, nhưng chế tạo phức tạp và giá thành đắt hơn xích con lăn, chỉ nên dùng khi vận tốc xích trên (10 15)%. => Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp,dùng xích con lăn. 2.1.2 Xác dịnh các thông số của xích và bộ truyền 2.1.2.1. Chọn số răng đĩa xích Số răng nhỏ nhất của đĩa xích lớn hơn Zmin 11
Theo bảng [5.4][1](trang 80 quyển ), với ux = 1,8 chọn số răng đĩa nhỏ Z1 = 27,do đó số răng đĩa lớn. Z2 = ux.Z1 = 1,8.27 =48,6 < Zmax = 120( zmax = 120 đối với xích ống và xích con lăn). => Z2 = 49 Ta có: PIII = 9,42 (kW) n3 = 107,48 (vp/ph) 2.1.2.2. Xác định bước xích P Theo công thức (5.3)[1](trang 81), công suất tính toán. Pt=P.k.kz.kn ≤[P] Trong đó: + Chọn góc nghiêng của đường tâm nối 2 đĩa xích so với đường nằm ngang=300 + Pt lần lượt là công suất tính toán + P công suất cần truyền + [P] công suất cho phép,(kW); P = PIII = 9,42 (kW). z01 25 + Hệ số răng : kz = = = 0,925 với Z1=27 z1 27 n01 200 + Hệ số số vòng quay : kn = = = 1,86 n1 107, 48 với n 01 = 200 (vg/ph); n1= nIII = 107,48 (vg/ph) + k = k 0 .k a .k dc .k d .k c .k bt [5.4](trang 82 quyển 1) 12
+ k = k 0 .k a .k dc .k d .k c .k bt = 1.1.1.1,2.1,25.1,3 = 1,95 k 0 = 1 : đường nối hai tâm đĩa xích so với đường nằm ngang Pt = 9,42.1,95.0,925.1,86= 31,6 (kW); Theo bảng [5.5](trang 81, quyển 1) với n 01 = 200 (vg/ph), chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p = 38,1 (mm); thỏa mãn điều kiện bền mòn : pt  [ p] =34,8 (KW). 2.1.2.3. Khoảng cách trục và số mắt xích + Khoảng cách trục a = 40.p = 40.38,1 = 1524 (mm). + Số mắt xích 2a (Z1 + Z2 ) (Z2 − Z1 ) 2 .p 2.1524 27 + 49 (49 − 27) 2 .38,1 x= + + = + + = 118,96 p 2 4.2 .a 38,1 2 4.2 .1524 Lấy số mắt xích chẵn xc=120, tính lại khoảng cách trục theo công thức[5.13][1]( trang 85).  Z − Z1 )  2 a = 0,25.p.{x c − 0,5(Z2 + Z1 ) + [x c -0.5(Z1 +Z2 )] − 2 ( 22  }    13
  49 + 27  49 − 27  2  49 − 27   2  = 0, 25.38,1. 120 − + 120 −  − 2.    = 1814,98 (mm).  2  2        Để xích không chịu lực căng quá lớn , giảm a một lượng bằng a = 0,003.a = 0,003.1814,98  5, 44 , do đó a = 1814,98–5,44= 1809,54 (mm); + Số lần va đập của xích : Theo công thức [5.14][1](trang 85) z1.n1 27.107, 48 i= = = 1, 61  [i] = 20 15.x 15.120 2.1.3. Kiểm nghiệm xích về độ bền : Theo công thức [5.15][1](trang 85) Q s=  [ s] ( k d .Ft + F0 + Fv ) + Q - tải trọng phá hỏng Q = 127000 (N) -Theo bảng [5.2](quyển1, trang 78). + k d - hệ số tải trọng động k d = 1,2 + Theo bảng [5.2](trang 89 quyển 1) ta có. z1.n1. p 27.107, 48.38,1 + v= = = 1,84 (m/s). 60000 60000 1000. p 1000.9, 42 + Ft : lực vòng Ft = = = 5119,56 (N) v 1,84 + Fv : lực căng do lực li tâm sinh ra Fv = q.v2 q : khối lượng 1 mét xích, q = 5,5 (kg) theo [5.2](1) Fv = 5,5.22 = 22 (N) + F0 - lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra. F0 = 9,81.k f .q.a = 9,81.4.5,5.1,809 = 390, 41 (N) 14
k f - hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền; f = (0,01..0,02)a lấy k f = 4 (bộ truyền nghiêng 1 góc < 400 ) 127000 s= = 19,37 (1,2.5119,56 + 390,41 + 22) Tra bảng 5.10[1] với n = 200 vg/ph , [s] = 8,5. Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. 2.1.4. Đường kính đĩa xích + Theo công thức 5.17[1] và bảng 13.4[1] d1 = p/sin(  /Z1) =38,1/sin(  /27) = 328,18 (mm) d2 = p/sin(  /Z2) = 38,1/sin(  /49) = 594,66 (mm) da1 = p[0,5 + cotg(  /Z1)] = 38,1[0,5 + cotg(  /27)] = 345,01 (mm) da 2 = p[0,5 + cotg(  /Z2)] = 38,1[0,5 + cotg(  /49)] = 612,48 (mm) df1 = d1 - 2r = 328,18 – 2.11,22 = 305,74 (mm) df 2 = d2 - 2r = 594,66 – 2.11,22 = 572,22 (mm) với : r = 0,5025.d1 + 0,05= 0,5025.22,23 + 0,05 =11,22 (mm) với d1 = 22,23 bảng 5.2[1] + Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18) H = 0,47. k r ( Ft .K đ + Fvđ ) E / (Ak d )  [H ] Với : [H ] - Ứng suất tiếp xúc cho phép : [H ] = 600 (MPa) tra bảng ( 5.11 ) Ft - Lực vòng : Ft = 5119,56 (N) Fvđ - Lực va đập trên m dãy xích ( xích con lăn 1 dãy => m =1 ): 15
Fvđ = 13.10-7.n1. p3 .m = 13.10-7.107,48. 38,13 .1 = 7,72 (N) kd - Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy : kd = 1 Kđ - Hệ số tải trọng động: Kđ = 1,2 bảng 5.6[1] kr - Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z1 = 27; Z2 = 49 => kr1 = 0,39 ; kr2 = 0,24 E - Mô đun đàn hồi : E = 2E1.E2/(E1 +E2) = 2,1.105(MPa) A - Diện tích chiếu bản lề :A = 395 mm2 bảng 5.12[1] 0,39.(5119,56.1,2 + 7,72).2,1.105 + Với răng đĩa 1; => H1 = 0,47. = 484,54 395.1,2 (MPa) Như vậy dùng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [H ] = 600 (Mpa), đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. 0,24.(5119,56.1,2 + 7,72).2,1.105 +Với răng đĩa 2; => H2 = 0,47. = 380,1 395.1,2 (MPa) Như vậy dùng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [H ] = 600 (MPa), đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 2 . Theo 5.20[1] : Fr = k x .Ft = 1,15.5119,56 = 5887,49 (N) Trong đó đối với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 400, kx = 1,15 2.1.5. Bảng thông số cơ bản của bộ truyền xích Bảng 2.1: Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích Thông số Ký hiệu Giá trị Loại xích Xích ống con lăn 16
Bước xích p 38,1(mm) Số mắt xích x 120 Khoảng cách trục a 1814,98 (mm) Số răng đĩa xích nhỏ z1 27 Số răng đĩa xích lớn z2 49 Vật liệu đĩa xích C45  H1 = 600(MPa) Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ d1 328,18 (mm) Đường kính vòng chia đĩa xích lớn d2 594,66 (mm) Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ da1 345,01 (mm) Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn da 2 612,48 (mm) Bán kính đáy r 11,22 (mm) Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ df1 305,74 (mm) Đường kính chân răng đĩa xích lớn df2 572,22 (mm) Lực tác dụng lên trục Fr 5887, 49 (N) 2.2.Bộ truyền bánh răng cấp chậm *Các thông số: PII = 9,92 (kW) nII = 236,46 (v/ph). 𝑢2 = 2,15 Xác định khoảng cách trục: 17
2.2.1. Chọn vật liệu. -Ta thấy hộp giảm tốc ta thiết kế có công suất nhỏ trung bình. Vì vậy ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB ≤ 350. Với loại vật liệu này bánh răng có độ rắn thấp và có thể cắt chính xác sau khi nhiệt luyện. Cặp bánh răng này có khả năng chống mòn tốt và bánh răng được nhiệt luyện bằng thường hoá hoặc tôi cải thiện. - Tra bảng 6.1 [1] ta chọn vật liệu như bảng : Bảng 2.1: Chọn vật liệu Loại bánh Loại Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn Giới hạn răng thép thép bền 𝜎𝑏 chảy 𝜎𝑐ℎ MPa MPa Nhỏ 45 Tôi cải thiện 𝐻𝐵3 = 215 750 450 Lớn 45 Tôi cải thiện 𝐻𝐵4 = 200 750 450 2.2.2. Xác định ứng suất cho phép. - Gồm các ứng suất tiếp xúc cho phép  H  và ứng suất uốn cho phép  F  được xác định như sau : 2.2.2.1. Ứng suất tiếp xúc cho phép. *Tra bảng 6.2 [1]ta chọn: - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc :Sh =1,1. - Ứng xuất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở:σ0Hlim = 2. HB + 70 ( MPa). - Ứng xuất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở: σFlim = 1,8HB  H0 lim *Theo công thức:  H  = .Z R .ZV K XH .K HL sH -Trong đó: 𝑆𝐻 : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc . 𝑍𝑅 : Hệ số xét đến độ nhám của mắt răng làm việc . 18
𝑍𝑉 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng . 𝐾𝑋𝐻 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng . 𝐾𝐻𝐿 : Hệ số xét đến tuổi thọ. Chọn sơ bộ: ZR.ZV.KXH = 1, NH 0 -Với mH = 6 (Khi HB  350) → KHL = 6 N HE N H 0 : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: NH0 = 30.HHB2,4 NHE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: NHE = 60.C.n.t *Trong đó : ≫C,n,t: Lần lượt số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét. Với 𝑡 = 2/3.24.0,7.365.7 = 28616 (ℎ) ; C = 1. + Với bánh răng nhỏ (bánh 3): 𝑁𝐻𝐸3 = 60. 𝐶. 𝑛. 𝑡 = 60.1.236,46.28616 = 405,99. 106 𝑁𝐻𝑂3 = 30. 𝐻𝐵32,4 = 30.2152,4 =11,88. 106 Bắt đầu từ NH0 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi. Vì vậy khi tính ra được NHE> NHo, thì lấy NHE = NHO để tính, do đó: KHL1 = 1. 0 ➢ 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚3 = 2.215+ 70 =500( MPa ) ≫ Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh nhỏ : σ0Hlim3 500 [ σH3 ]= ( 𝑍𝑅 . 𝑍𝑉 . 𝑍𝑋𝐻 )𝐾𝐻𝐿3 = .1.1 = 454,54(MPa) SH 1,1 + Với bánh lớn (bánh 4): 𝑁𝐻𝐸4 = 60. 𝐶. 𝑛. 𝑡 = 60.1. 109,98. 28616= 188,83.106 𝑁𝐻𝑂4 = 30. 𝐻𝐵42,4 = 30 .2002,4 = 10.106 0 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚4 = 2.200+ 70 =470 ( MPa) 19
Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh lớn : σ0Hlim4 470 [ σH4 ]= ( 𝑍𝑅 . 𝑍𝑉 . 𝑍𝑥𝐻 )𝐾𝐻𝐿4 = .1.1= 427,3( MPa) SH 1,1  Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép: [𝜎𝐻3 ]+[𝜎𝐻4 ] 454,54+427,3 [𝜎𝐻 ] = = = 440,90( MPa) 2 2 - Mà [𝜎𝐻 ] ≤ 1,25[𝜎𝐻𝑚𝑖𝑛 ] Với : [𝜎𝐻 ] 𝑚𝑖𝑛 = [𝜎𝐻4 ]= 427,3 (MPa) [𝜎𝐻 ] = 440,90(MPa) ≤ 1,25[𝜎𝐻𝑚𝑖𝑛 ] ➢ Vậy chọn sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép : [𝜎𝐻 ]𝑠𝑏 = 440,90 (MPa) 2.2.2.2. Ứng suất uốn cho phép:  F0 lim  F  = .YR .YS .K XF .K FC .K FL SF Trong đó:  F0 lim - ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở. 𝑌𝑅 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. 𝑌𝑆 : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. 𝐾𝑋𝐹 : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn. Chọn sơ bộ: YR .YS .K XF = 1. 𝐾𝐹𝐶 : Hệ số kể đến ảnh hưởng đặt tải, lấy 𝐾𝐹𝐶 = 1.(Bộ truyền quay 1 chiều) - NFO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. - NFE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Do bộ truyền chịu tải trọng không đổi nên : N HE = N FE = 60.c.n.t  F0 lim - ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở. Ta có :  F lim =1,8HB - theo bảng 6.2 [I] 0 =>σ0F3lim = 1,8.215= 387 (MPa) =>σ0F4lim =1,8.200 = 360(MPa) 20