CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1. Xác định động cơ + Công suất động cơ phải lớn hơn công suất cần thiết : 𝑃đ𝑐 ≥ 𝑃𝑐𝑡 ; với 𝑃𝑐𝑡 = 𝑃𝐾𝑡𝑑 𝜂𝑐ℎ 𝑛 𝑇𝑖 2 𝑇1 2 𝑇2 2 𝑇3 2 ∑ ( ) ( ). Hiệu suất truyền động: 3 𝜂𝑐ℎ = 𝜂𝑏𝑟1. 𝜂𝑏𝑟2 = 0,97: hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ.
ηol = 0,99: hiệu suất của các ổ lăn ηđ = 0,95: hiệu suất của bộ truyền đai 1. Công suất cần thiết trên trục động cơ: 𝑃𝐾𝑡𝑑 6.0,7388 𝑃𝑐𝑡 = = = 5,11 𝑘𝑊 𝜂𝑐ℎ 0,867 Từ đây, cần phải chọn động cơ có công suất lớn hơn 5,11 kW. Chọn tỉ số truyền.2/95 [1], ta chọn 𝑢đ = 3 ( vì bộ truyền đai thang ) Và 𝑢ℎ𝑔𝑡 = 12 ( vì hộp giảm tốc 2 cấp ) + Tỷ số truyền chung của bộ truyền: 𝑢𝑐ℎ = 𝑢ℎ𝑔𝑡 .12 = 36 Số vòng quay trục xích tải 𝑛𝑙𝑣 = 45 vòng/phút Số vòng quay sơ bộ của động cơ: 𝑛đ𝑐 = 𝑛𝑙𝑣. (2) Từ (1) và (2), theo bảng phụ lục ta chọn động cơ có thông số sau: Trang 10 Downloaded by ANH LE (bachvan14@gmail.com) lOMoARcPSD|39108650 Kiểu động cơ Công suất Vận tốc quay Cos𝝋 𝜼% 𝑻𝒎𝒂𝒙 𝑻𝒌 (kW) (vg/ph) /𝑻𝒅𝒏 /𝑻𝒅𝒏 4A112M4Y3 7,5 1455 0,86 87,5 2,2 2,0 𝑛đ𝑐 1455 Tỉ số truyền thực sự lúc này là: 𝑢𝑐ℎ = = = 32,33 𝜂𝑙𝑣 45 1.
Phân phối tỉ số truyền Chọn sơ bộ tỉ số truyền của hộp giảm tốc là: Uhgt = 12 ubr1 = ubr2 = = 2√𝑢ℎ𝑔𝑡 = √12 = 3,46 Tỉ số truyền cuối cùng của hộp giảm tốc: uhgt = 3,462 = 11,97 |12−11,97| Sai số tỉ số truyền: Δ = = 0,25% 11,97 𝑢𝑐ℎ 32,33 Tỉ số truyền bộ truyền đai: uđ = = = 2,7 𝑢ℎ𝑔𝑡 11,97 1. Công suất trên các trục: Pct = P = 6 kW 𝑃 6 𝑃𝐼𝐼𝐼 = 2 = = 6,311 𝜂𝑏𝑟2. Mômen xoắn trên các trục 𝑃𝐼 6,311 𝑇1 = 9,55. 𝑚𝑚 𝑛đ𝑐 1455 Trang 11 Downloaded by ANH LE (bachvan14@gmail.
Bảng thông số kỹ thuật: Trục Động cơ I II III Công tác Thông số Tỷ số truyền uđ = 2,7 ubr1 = 3,46 ubr1 = 3,46 ukn = 1 Số vòng 1455 538,89 155,74 45 45 quay, vg/ph Công suất, 7,5 6,311 5,671 6,987 6 kW Mômen 49226,8 111841,1 347746,6 1482797,7 1273333,3 xoắn, Nmm CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY 2. Tính toán bộ truyền xích Thiết kế bộ truyền xích với các số liệu sau: Công suất : P 7,5 kW Số vòng quay : n 1455 vg/ph Tỉ số truyền 2,7 Moment xoắn T = 49226,8 + Quay một chiều Điều kiện làm việc + Tải va đập nhẹ + Làm việc 3 ca 2. Chọn loại đai: Dựa vào Pdc = 7,5 (KW) và n = 1455 (v/p) và bảng 4.3 [1] Trang 137, và các thông số kỹ thuật trên ta chọn đai dạng B Trang 12 Downloaded by ANH LE (bachvan14@gmail.com) lOMoARcPSD|39108650 Từ bảng 4,3 [1] Trang 137, ta có các thông số kĩ thuật của đai loại B là: bp = 14 mm bo= 17 mm ; h = 10,5 mm yo= 4mm ; d1 = 140 – 280 mm l = 800 – 6300 mm A = 138 mm2 2. Đường kính bánh đai nhỏ: d1 = 1,2dmin = 1,2.160 = 168 (mm) Theo tiêu chuẩn ta chọn được đai d1 = 180 mm 2.
Vận tốc đai: d1 n1 180. = 13,71 m/s 60000 60000 đường kính bánh đai lớn: d2 = ud1 (1 − ε) = 2,7. (1 − 0,01) = 481,14 mm Với ε =0,01 hệ số trượt tương đối Theo tiêu chuẩn ta chọn được đai d2 = 500 mm 2. Tỉ số truyền: d2 500 u= = = 2,805 d1 (1 − ε) 180(1 − 0,01) Sai lệch với thông số kĩ thuật 1,04% 2.
Khoảng cách trục: 2(d1 + d2 ) ≥ a ≥ 0,55(d1 + d2 ) + h ⇒ 2(180 + 500) ≥ a ≥ 0,55(180 + 500) + 10,5 ⇒ 1360 ≥ a ≥ 384,5 2. Chiều dài đai: Ta có thể chọn sơ bộ α = d2 = 500 mm khi u ≈ 3 tra bảng trang 166 [1] Chiều dài của đai là: π(d1 + d2 ) (d1 + d2 )2 L = 2a + + 2 4a π(180 + 500) π(500 − 180)2 = 2.500 Theo tiêu chuẩn ta chọn được L = 2240 mm 2. Số vòng chạy của đai trong 1s: Trang 13 Downloaded by ANH LE (bachvan14@gmail.com) lOMoARcPSD|39108650 v 13,71 i= = = 6,12 s −1 < [i] = 10 s−1 L 2,24 Do đó điều kiện được thỏa. Tính lại khoảng cách trục a: k + √k 2 − 8∆2 ) a= 4 (d1 +d2 ) 180+500 Với K = L − π.
= 1171,85 2 2 500 + 180 ∆= = 160 mm 2 1171,85 + √1171,852 − 81602 ) ⟹a= = 563,2 mm 4 Giá trị vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép. Góc ôm 𝛂𝟏 trên bánh đai nhỏ: d −d1 500−180 α1 = 180 − 57. = 147,61° > 120° thỏa điều kiện không α 563,2 xảy ra hiện tượng trượt trơn. Số dây đai Z: Tra bảng 4.8 với các thông số d1 = 180 và v = 13,71 và đai loại B ta có: [Po = 3,51] L = 2240 P1 Z≥ [P0 ].
Tính các hệ số sử dụng: + Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai: α −147,61 Cα = 1,24(1 − e−110 = 1,24(1 − e 110 = 0,92 + Xét đến ảnh hưởng của tỉ số truyền u: Cu = 1,14 vì u = 2,805 > 2,5 + Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai L: 6 L 6 2240 CL = √ =√ =1 L0 2240 + Hệ số xét đến sự ảnh hưởng số dây đai Cz ta chọn sơ bộ = 1 + Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng: Trang 14 Downloaded by ANH LE (bachvan14@gmail.com) lOMoARcPSD|39108650 Cr = 0,9 do va đập nhẹ + Hệ số ảnh hưởng vận tốc: Cv = 1 − 0,05. Chiều rộng bánh đai: Tra bảng 4.4 trang 138: Đai loại B: Ta có: bp = 14 mm ∶ h = 10,5 mm e = 19 : f = 12,5 B = (z − 1). Đường kính ngoài bánh đai nhỏ: da1 = d1 + 2h0 = 180 + 2. Đường kính ngoài bánh đai lớn: da2 = d2 + 2h0 = 500 + 2.
Lực căng dây ban đầu: Đây là hệ dẫn động dây đai thang nên ta chọn: σ0 = 1,5 (MPa) Ta có: A = 138 ⇒ Fo = A1. Lực tác dụng lên trục: α 147,61 Fr = 2. Lực vòng có ích: 1000. Hệ số ma sát: Ta có: α = 147,61° = 2,58 rad 1 2.621 − 547,05 Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn: Trang 15 Downloaded by ANH LE (bachvan14@gmail.com) lOMoARcPSD|39108650 Giả sử góc nghiên dạng bánh đai γ = 38° γ ⇒ fmin = f ,.
Tính ứng suất lớn nhất cho phép: Ta có: σv = ρ. 10−6 = 0,225 Trong đó ρ là khối lượng riêng của đai: chọn ρ = 1200 kg/m3 F0 621 σ0 = = = 1,5 MPa A. 100 = 4,44 MPa d1 180 Trong đó: E là module đàn hồi của đai: E = 100 N/m2 σmax = σ1 + σu1 + σv = σ0 + 0,5σt + σu1 + σv = 1,5 + (0,5. Tuổi thọ đai: Ta có giới hạn mỏi của đai : σr = 9 Mpa Số mũ đường cong mỏi đối với đai thang: m = 8 Các thông số đã tính σmax = 6,82 MPa i = 6,12 (s −1 ) σr m 9 8 ( ) .107 σmax 6,82 Lh = = = 2087,28 giờ 2.6,12 Loại đai Đai thang Góc ôm đai, α1 147,61° Đường kính bánh dẫn d1 180 mm Đường kính bánh bị dẫn d2 500 mm Khoảng cách trục a 563,2 mm Chiều dài đai L 2240 mm Trang 16 Downloaded by ANH LE (bachvan14@gmail.com) lOMoARcPSD|39108650 Số dây đai z 3 Fr 1192,72 N Chương III : TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Các thông số kỹ thuật Tổng thời gian làm việc 𝐿ℎ = 8.8 = 44160 h , làm việc 3 ca + Cặp bánh răng cấp nhanh ( bánh răng trụ răng nghiêng ) Tỉ số truyền u₁ = 3,46 Số vòng quay trục n1 =538,89 ( vòng / phút ) Momen xoắn T T₁ = 111841,1 ( Nmm ) + Cặp bánh răng cấp chậm ( bảnh răng trụ răng nghiêng ) Tỉ số truyền u2 = 3,46 Số vòng quay trục n2 = 155,74 ( vòng / phút ) Momen xoắn T T2 = 347746,6 Nmm 3.
Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm 3. Chọn vật liệu Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 2 cặp bánh răng như nhau: Theo bảng 6.1 , trang 92 , [ 1 ] ta chọn: + Bánh răng nhỏ ( bánh chủ động ) : thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241.285 có 𝜎𝑏3 = 850 MPa , 𝜎𝑐ℎ3 = 580 MPa , ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB3 = 245HB. + Bánh răng lớn ( bánh bị động ) : thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192. 240 có 𝜎𝑏4 = 750 MPa , 𝜎𝑐ℎ4 = 450 MPa , ta chọn độ rắn của bánh lớn là HB4 = 230HB.
xát định ứng xuất cho phép Số chu kì thay đổi ứng suất cho phép 𝑁𝐻𝑂3 = 30𝐻𝐵32,4 = 30.106 𝑐ℎ𝑢 𝑘ì Số chu kì làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi: Trang 17 Downloaded by ANH LE (bachvan14@gmail. 𝐿ℎ ∑ ( ) 𝑇𝑚𝑎𝑥 Với 𝑚𝐻 = 6 do HB < 350 𝐿ℎ = 8.8 = 44160 h , làm việc 3 ca c = 1 số lần ăn khớp trong 1 vòng quay 𝑇 3 0,6𝑇 3 0,3𝑇 3 ⇒ 𝑁𝐻𝐸3 = 60. 0,13] 𝑇 𝑇 𝑇 = 85841779 chu kì 𝑁𝐹𝐸3 85841779 𝑁𝐹𝐸4 = = = 24809762 𝑐ℎ𝑢 𝑘ì 𝑢 3,46 𝑁𝐻𝐸3 > 𝑁𝐻𝑂3 𝑁 > 𝑁𝐻𝑂4 Ta thấy { 𝐻𝐸4 Nên chọn 𝑁𝐻𝐸 = 𝑁𝐻𝑂 để 𝑡í𝑛ℎ 𝑡𝑜á𝑛 𝑁𝐹𝐸3 > 𝑁𝐹𝑂3 𝑁𝐹𝐸4 > 𝑁𝐹𝑂4 Suy ra 𝐾𝐻𝐿3 = 𝐾𝐻𝐿4 = 𝐾𝐹𝐿3 = 𝐾𝐹𝐿4 = 1 3. Ứng suất cho phép Theo bảng 6.2 trang 94, [ 1 ] với thép C45 được tôi cải thiện ta có ( 𝑆ℎ = 1,1) Giới hạn mỏi tiếp xúc 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚 = 2.
𝐻𝐵 + 70 Bánh chủ động 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚3 = 2.245 + 70 = 560 𝑀𝑃𝑎 Bánh bị động 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚3 = 2.230 + 70 = 530 𝑀𝑃𝑎 Giới hạn mỏi uốn 𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚 = 1,8. 𝐻𝐵 Bánh chủ động 𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚3 = 1,8.245 = 441 𝑀𝑃𝑎 Bánh bị động 𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚4 = 1,8.230 = 414 𝑀𝑃𝑎 Trang 18 Downloaded by ANH LE (bachvan14@gmail. Tính toán sơ bộ 0,9𝐾𝐻𝐿 [𝜎𝐻 ] = 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚 = 𝑆𝐻 𝐾𝐻𝐿3 560. ứng suất uốn cho phép: + tra bảng 6.
Ứng suất quá tải cho phép [𝜎𝐻 ]𝑚𝑎𝑥 = 2,8. Xát định sơ bộ khoảng cách trục Theo công thức 6. 3,46 = 184,12 𝑚𝑚 𝐾𝑎 = 43 – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng ( bảng 6.5 trang 96, [1] 𝑇2 = 347746,6 Nmm – Momen xoắn trên trục bánh chủ động 𝜓𝑏𝑎 = 0,4 𝜓𝑏𝑑 = 0,53. 𝜓𝑏𝑎 (𝑢2 + 1) = 0,95 Trang 19 Downloaded by ANH LE (bachvan14@gmail.