Đồ án Cơ sở thiết kế máy: Tính toán và thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp

Đề án môn học thiết kế máy tính toán và thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp, cung cấp kiến thức chuyên sâu và ứng dụng thực tiễn.

• Đề tài: Thiết Kế Hộp Giảm Tốc Bánh Răng Trụ Hai Cấp

Mục lục chi tiết

• 1. PHẦN 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
• 2. CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN
• 2.1. Tính toán thiết kế bộ truyền xích
• 2.2. Chọn loại xích
• 2.3. Xác định các thông số của xích và bộ truyền
• 2.4. Kiểm nghiệm xích về độ bền
• 2.5. Xác định các thông số của đĩa xích
• 2.6. Xác định lực tác dụng lên trục
• 2.7. Bảng 2.1 Thông số bộ truyền xích
• 3. CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
• 3.1. Chọn vật liệu
• 3.2. Xác định ứng suất cho phép
• 3.3. Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bánh trụ răng nghiêng)
• 3.4. Các thông số cơ bản của bộ truyền
• 3.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
• 3.6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
• 3.7. Kiểm nghiệm răng về quá tải
• 3.8. Thông số kích thước bộ truyền
• 3.9. Kết cấu bánh răng bị động cấp nhanh
• 3.10. Tính bộ truyền cấp chậm
• 3.11. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc (cấp chậm)
• 3.12. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn (cấp chậm)
• 3.13. Kiểm nghiệm răng về quá tải (cấp chậm)
• 3.14. Thông số của bộ truyền
• 3.15. Kết cấu bánh răng chủ động cấp chậm
• 4. CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ TRỤC
• 4.1. Chọn vật liệu
• 4.2. Xác định tải trọng tác dụng lên các trục
• 4.3. Tính Thiết Kế Trục
• 4.3.1. Xác định sơ bộ đường kính trục
• 4.3.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Tóm tắt

I. Tổng quan về Thiết Kế Hộp Giảm Tốc Bánh Răng Trụ 2 Cấp

Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp là một cơ cấu truyền động cơ khí cốt lõi. Nó được sử dụng rộng rãi trong các hệ thống dẫn động công nghiệp. Chức năng chính của nó là giảm tốc độ quay và tăng mô-men xoắn từ động cơ đến bộ phận công tác. Việc thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đòi hỏi sự chính xác cao trong từng khâu, từ tính toán động học đến thiết kế chi tiết. Một thiết kế tối ưu phải đảm bảo hiệu suất truyền động cao, kích thước nhỏ gọn, độ bền và tuổi thọ lâu dài. Có hai loại phổ biến là hộp giảm tốc khai triển và hộp giảm tốc đồng trục, mỗi loại có ưu và nhược điểm riêng phù hợp với các ứng dụng khác nhau. Bài viết này sẽ trình bày một quy trình thiết kế hoàn chỉnh, dựa trên các phương pháp tính toán chuẩn mực trong ngành cơ khí, đặc biệt là tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển. Toàn bộ quy trình sẽ bao gồm việc lựa chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền, tính toán hộp giảm tốc cho từng cấp, thiết kế trục, chọn ổ lăn, và hoàn thiện các chi tiết phụ. Các bản vẽ hộp giảm tốc 2 cấp chi tiết, được tạo ra bằng phần mềm AutoCAD cơ khí, là kết quả cuối cùng của quá trình này, thể hiện rõ ràng cấu tạo hộp giảm tốc 2 cấp và các thông số kỹ thuật quan trọng.

1.1. Cấu tạo và nguyên lý làm việc hộp giảm tốc

Một hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp điển hình bao gồm các bộ phận chính: vỏ hộp, các cặp bánh răng ăn khớp, các trục (trục vào, trục trung gian, trục ra), và hệ thống ổ lăn. Nguyên lý làm việc hộp giảm tốc dựa trên sự truyền chuyển động quay và mô-men xoắn qua các cặp bánh răng ăn khớp. Trục vào, nối với động cơ, quay với tốc độ cao. Cặp bánh răng cấp nhanh (thường là bánh răng trụ răng nghiêng) nhận chuyển động, giảm tốc độ lần thứ nhất và truyền tới trục trung gian. Tiếp đó, cặp bánh răng cấp chậm (có thể là bánh răng trụ răng thẳng hoặc nghiêng) tiếp tục giảm tốc độ và truyền mô-men xoắn ra trục công tác. Toàn bộ cơ cấu được đặt trong vỏ hộp kín, chứa dầu để thực hiện việc bôi trơn hộp giảm tốc.

1.2. Phân biệt hộp giảm tốc khai triển và đồng trục

Trong thiết kế hộp giảm tốc, hai sơ đồ phổ biến là khai triển và đồng trục. Hộp giảm tốc khai triển có các trục được bố trí song song và không nằm trên cùng một đường thẳng. Sơ đồ này cho phép kết cấu đơn giản, dễ chế tạo và lắp ráp, tuy nhiên kích thước theo chiều ngang thường lớn. Ngược lại, hộp giảm tốc đồng trục có trục vào và trục ra nằm trên cùng một đường thẳng. Thiết kế này giúp tiết kiệm không gian bố trí theo chiều ngang, làm cho hệ thống máy móc gọn gàng hơn. Tuy nhiên, kết cấu của hộp đồng trục phức tạp hơn, đòi hỏi độ chính xác cao hơn trong gia công và lắp đặt. Việc lựa chọn giữa hai loại này phụ thuộc vào không gian lắp đặt và yêu cầu cụ thể của hệ thống dẫn động.

II. Hướng dẫn chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền tối ưu

Bước đầu tiên và quan trọng nhất trong mọi đồ án hộp giảm tốc là xác định đúng các thông số đầu vào và lựa chọn động cơ phù hợp. Quá trình này quyết định đến hiệu suất và tính khả thi của toàn bộ hệ thống. Cần xác định công suất cần thiết trên trục công tác (Pt) dựa vào các thông số cho trước như lực kéo và vận tốc. Từ đó, công suất trên trục động cơ (Pct) được tính toán bằng cách chia Pt cho hiệu suất chung của hệ thống (η). Hiệu suất này là tích của hiệu suất các bộ phận như khớp nối, bộ truyền ngoài (đai, xích), các cặp ổ lăn và các cặp bánh răng. Dựa trên tài liệu [1], hiệu suất một cặp ổ lăn thường là 0.99 và một cặp bánh răng là 0.97. Sau khi có Pct và số vòng quay yêu cầu, tiến hành chọn động cơ điện từ các bảng tra cứu tiêu chuẩn. Động cơ được chọn phải có công suất lớn hơn một chút so với công suất tính toán để đảm bảo an toàn vận hành. Bước tiếp theo là phân phối tỷ số truyền hộp giảm tốc. Tỷ số truyền chung (ut) được chia cho các bộ truyền thành phần, bao gồm bộ truyền ngoài và hai cấp bánh răng trong hộp. Việc phân phối hợp lý sẽ giúp cân bằng tải trọng và tối ưu hóa kích thước của các bộ truyền, đây là một yếu tố then chốt trong thuyết minh hộp giảm tốc 2 cấp.

2.1. Xác định công suất và chọn động cơ điện phù hợp

Việc chọn động cơ điện là bước nền tảng. Công suất cần thiết trên trục động cơ (Pct) được xác định từ công suất trên trục công tác (Pt) và hiệu suất toàn hệ thống (η). Công thức cơ bản là Pct = Pt / η. Như trong đồ án mẫu, hiệu suất toàn hệ thống η được tính bằng tích hiệu suất của các cặp ổ lăn (ηol), các cặp bánh răng (ηbr), và khớp nối (ηk). Sau khi xác định Pct và số vòng quay sơ bộ của trục công tác, tỷ số truyền sơ bộ được tính. Từ đó, số vòng quay đồng bộ của động cơ được chọn theo tiêu chuẩn (ví dụ 3000, 1500, 1000 v/ph). Cuối cùng, dựa vào công suất Pct và số vòng quay đồng bộ, tra bảng phụ lục P1.1 (tài liệu [1]) để chọn một động cơ cụ thể, ví dụ động cơ 4A100L6Y3 có công suất 2,2 kW và tốc độ 950 v/ph.

2.2. Phương pháp phân phối tỷ số truyền hộp giảm tốc

Sau khi đã có tỷ số truyền chung của hệ thống (ut), cần phân phối nó cho các bộ truyền thành phần. Đối với một hệ thống gồm hộp giảm tốc khai triển và bộ truyền ngoài, tỷ số truyền chung sẽ là ut = uh * ung, trong đó uh là tỷ số truyền của hộp và ung là của bộ truyền ngoài. Bên trong hộp giảm tốc hai cấp, uh = un * uc, với un là tỷ số truyền cấp nhanh và uc là tỷ số truyền cấp chậm. Theo bảng 3.1 trong tài liệu [1], để có kích thước nhỏ gọn, tỷ số truyền cấp nhanh thường được chọn lớn hơn cấp chậm một chút. Ví dụ, có thể chọn un = (1.2...1.3) * uc. Việc phân phối này ảnh hưởng trực tiếp đến kích thước, khối lượng và khả năng chịu tải của từng cấp bánh răng.

2.3. Lập bảng thông số động học trên các trục

Sau khi phân phối tỷ số truyền, bước cuối cùng trong phần tính toán động học là xác định công suất (P), số vòng quay (n), và mô-men xoắn (T) trên từng trục của hệ thống. Bắt đầu từ trục động cơ, các giá trị này được tính toán tuần tự cho trục I, trục II (trục trung gian), và trục III (trục ra) bằng cách nhân hoặc chia với tỷ số truyền và hiệu suất tương ứng của từng bộ truyền. Ví dụ, công suất trên trục II sẽ bằng công suất trên trục I nhân với hiệu suất của cặp bánh răng cấp nhanh. Việc lập một bảng tổng hợp các thông số này (Bảng 1 trong tài liệu gốc) giúp quản lý dữ liệu một cách hệ thống, làm cơ sở cho các bước tính toán thiết kế bộ truyền và tính toán trục sau này.

III. Quy trình tính toán bộ truyền trong hộp giảm tốc 2 cấp

Đây là phần cốt lõi của thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp. Quá trình này bắt đầu bằng việc lựa chọn vật liệu làm bánh răng. Vật liệu phải có độ bền cao, khả năng chống mài mòn tốt và dễ gia công. Thép C45 thường hóa hoặc tôi cải thiện là lựa chọn phổ biến. Dựa vào vật liệu và chế độ làm việc, ứng suất cho phép về tiếp xúc [σH] và uốn [σF] được xác định. Sau đó, tiến hành tính toán cho từng cấp. Cấp nhanh, do có tốc độ cao, thường sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng để đảm bảo làm việc êm, chịu tải tốt. Cấp chậm có thể dùng bánh răng trụ răng thẳng để đơn giản hóa chế tạo. Khoảng cách trục (aw) được xác định sơ bộ, từ đó tính ra các thông số ăn khớp như mô-đun (m) và số răng (z). Cuối cùng, bước quan trọng nhất là kiểm nghiệm bền bánh răng. Răng phải được kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc (chống tróc rỗ bề mặt) và độ bền uốn (chống gãy răng ở chân). Các ứng suất sinh ra phải nhỏ hơn ứng suất cho phép. Nếu không thỏa mãn, cần điều chỉnh lại các thông số như mô-đun, chiều rộng vành răng, hoặc chọn vật liệu tốt hơn.

3.1. Tính toán bánh răng trụ răng nghiêng cho cấp nhanh

Đối với cấp nhanh, việc sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng mang lại nhiều ưu điểm như truyền động êm ái và khả năng tải cao hơn. Quá trình tính toán bắt đầu bằng việc xác định sơ bộ khoảng cách trục (aw) dựa trên mô-men xoắn, tỷ số truyền và vật liệu. Công thức 6.13a trong tài liệu [1] thường được sử dụng. Từ aw, chọn sơ bộ mô-đun pháp (m) và góc nghiêng (β). Sau đó, tính toán số răng của bánh dẫn (z1) và bánh bị dẫn (z2). Các thông số hình học khác như đường kính vòng chia, đường kính đỉnh răng cũng được xác định. Cuối cùng, thực hiện kiểm nghiệm bền bánh răng về tiếp xúc và uốn. Các hệ số tải trọng như KHβ (phân bố không đều trên chiều rộng vành răng) và KHa (tải trọng động) cần được xem xét cẩn thận để đảm bảo kết quả chính xác.

3.2. Thiết kế bánh răng trụ răng thẳng cho cấp chậm

Cấp chậm chịu mô-men xoắn lớn hơn nhưng tốc độ quay thấp hơn. Việc sử dụng bánh răng trụ răng thẳng ở cấp này giúp đơn giản hóa việc chế tạo và không sinh ra lực dọc trục. Quy trình thiết kế tương tự cấp nhanh, bắt đầu từ việc xác định khoảng cách trục sơ bộ (aw2). Tuy nhiên, do mô-men xoắn lớn hơn, trị số aw2 thường lớn hơn aw1 của cấp nhanh. Các thông số như mô-đun (m), số răng (z1, z2) và chiều rộng vành răng (bw) được tính toán. Vì là răng thẳng, góc nghiêng β = 0. Quá trình kiểm nghiệm bền bánh răng cũng được thực hiện tương tự, đảm bảo ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn nằm trong giới hạn cho phép của vật liệu làm bánh răng đã chọn. Nếu cần, có thể điều chỉnh chiều rộng vành răng để thỏa mãn điều kiện bền.

IV. Bí quyết thiết kế trục và chọn ổ lăn cho hộp giảm tốc

Trục và ổ lăn là các bộ phận chịu lực chính, nâng đỡ các bánh răng và truyền mô-men xoắn. Việc tính toán trục và chọn ổ lăn phải đảm bảo độ bền, độ cứng và tuổi thọ yêu cầu. Quá trình thiết kế trục bắt đầu bằng việc chọn vật liệu, thường là thép C45. Đường kính trục được xác định sơ bộ dựa trên mô-men xoắn và ứng suất xoắn cho phép. Sau đó, xây dựng sơ đồ lực tác dụng lên trục, bao gồm lực từ các bánh răng và bộ truyền ngoài. Dựa trên sơ đồ lực, vẽ biểu đồ mô-men uốn và mô-men xoắn. Tại các tiết diện nguy hiểm (thường là nơi lắp bánh răng hoặc ổ lăn), đường kính trục được tính toán chính xác để đảm bảo bền. Bước quan trọng tiếp theo là kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. Hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm phải lớn hơn hệ số an toàn cho phép. Đối với ổ lăn, việc lựa chọn dựa trên đường kính ngõng trục và các phản lực tại gối đỡ. Tải trọng động quy ước được tính toán và so sánh với khả năng tải động của ổ để đảm bảo tuổi thọ làm việc yêu cầu. Đây là một phần không thể thiếu trong thuyết minh hộp giảm tốc 2 cấp.

4.1. Phương pháp tính toán trục và xác định đường kính

Quy trình tính toán trục bao gồm nhiều bước. Đầu tiên, xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức 10.9 (tài liệu [1]) dựa vào mô-men xoắn T và ứng suất xoắn cho phép [τ]. Tiếp theo, xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực để xây dựng sơ đồ tính. Các lực vòng (Ft), lực hướng tâm (Fr), và lực dọc trục (Fa) từ bánh răng được tính và đặt lên sơ đồ trục. Từ đó, xác định các phản lực tại gối đỡ và vẽ biểu đồ mô-men uốn (M) và mô-men xoắn (T). Tại các tiết diện nguy hiểm, mô-men tương đương (Mtđ) được tính theo thuyết bền IV. Cuối cùng, đường kính tại mỗi tiết diện được tính theo công thức dj = (Mtđj / (0.1*[σ]))^(1/3), với [σ] là ứng suất cho phép.

4.2. Kiểm nghiệm bền mỏi cho các tiết diện trục

Sau khi có kết cấu và kích thước trục, bước kiểm nghiệm trục về bền mỏi là bắt buộc. Độ bền mỏi đảm bảo trục không bị phá hủy dưới tác dụng của tải trọng thay đổi theo chu kỳ. Hệ số an toàn về bền mỏi (S) tại mỗi tiết diện nguy hiểm được tính toán theo công thức S = (Sσ * Sτ) / sqrt(Sσ² + Sτ²), trong đó Sσ và Sτ là các hệ số an toàn riêng về uốn và xoắn. Các hệ số này phụ thuộc vào giới hạn mỏi của vật liệu, các hệ số tập trung ứng suất (do rãnh then, vai trục), kích thước và chất lượng bề mặt trục. Theo yêu cầu thiết kế, hệ số an toàn S phải lớn hơn giá trị cho phép [S] (thường từ 1.5 đến 2.5).

4.3. Hướng dẫn tính toán và chọn ổ lăn phù hợp

Việc chọn ổ lăn dựa trên hai yếu tố chính: đường kính ngõng trục và tải trọng tác dụng. Dựa vào đường kính trục đã thiết kế, chọn sơ bộ một loại ổ (ổ bi, ổ đũa côn). Tính toán tải trọng động quy ước (Q) tác dụng lên ổ, có xét đến lực hướng tâm (Fr), lực dọc trục (Fa), và các hệ số vận hành (V, Kd, Kt). Tuổi thọ yêu cầu của ổ (Lh, tính bằng giờ) được chuyển đổi thành số triệu vòng quay (L). Khả năng tải động cần thiết (Cd) của ổ được tính theo công thức Cd = Q * (L)^(1/m), với m=3 cho ổ bi và m=10/3 cho ổ đũa. Cuối cùng, so sánh Cd với khả năng tải động C tra trong catalogue của nhà sản xuất. Nếu C ≥ Cd, ổ đã chọn là phù hợp.

V. Hoàn thiện bản vẽ thiết kế hộp giảm tốc và chi tiết phụ

Sau khi hoàn thành các bước tính toán chính, giai đoạn cuối cùng là thiết kế các bộ phận còn lại và hoàn thiện bộ bản vẽ hộp giảm tốc 2 cấp. Vỏ hộp, chi tiết quan trọng nhất, được thiết kế để đảm bảo độ cứng vững, định vị chính xác các chi tiết và chứa dầu bôi trơn. Các kích thước của vỏ hộp như chiều dày thân, nắp, gân tăng cứng, và kích thước bích ghép được tính toán dựa trên các công thức kinh nghiệm theo bảng 18.1 (tài liệu [2]). Các chi tiết phụ khác như then, khớp nối, que thăm dầu, nút thông hơi cũng được lựa chọn và thiết kế theo tiêu chuẩn. Then được chọn dựa trên đường kính trục và mô-men xoắn, sau đó kiểm tra bền dập và bền cắt. Khớp nối được chọn để truyền chuyển động từ động cơ đến trục vào. Toàn bộ các thiết kế này được thể hiện trên các bản vẽ lắp và bản vẽ chi tiết sử dụng phần mềm AutoCAD cơ khí, tuân thủ các tiêu chuẩn về dung sai và lắp ghép để đảm bảo khả năng làm việc và lắp lẫn của sản phẩm. Một thuyết minh hộp giảm tốc 2 cấp đầy đủ phải bao gồm tất cả các tính toán này.

5.1. Nguyên tắc thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các kích thước

Thiết kế vỏ hộp là một phần quan trọng để hoàn thiện cấu tạo hộp giảm tốc 2 cấp. Vật liệu chế tạo vỏ hộp thường là gang xám GX15-32. Các kích thước chính được xác định theo kinh nghiệm và tiêu chuẩn. Chiều dày thành thân hộp (δ) và nắp hộp (δ1) được tính dựa vào khoảng cách trục lớn nhất. Các gân tăng cứng được bố trí tại các vị trí chịu lực như gối đỡ ổ lăn để tăng độ cứng vững. Kích thước bulông nền, bulông cạnh ổ, và bulông ghép nắp và thân được chọn theo tiêu chuẩn để đảm bảo lực kẹp cần thiết. Các khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp, giữa bánh răng lớn nhất và đáy hộp phải được đảm bảo để không xảy ra va chạm và chứa đủ lượng dầu bôi trơn hộp giảm tốc.

5.2. Lựa chọn và kiểm nghiệm bền cho then

Then là chi tiết máy tiêu chuẩn dùng để truyền mô-men xoắn giữa trục và các chi tiết lắp trên trục như bánh răng hay đĩa xích. Kích thước then (chiều rộng b, chiều cao h) được chọn từ bảng tiêu chuẩn dựa trên đường kính trục. Chiều dài then (l) được chọn để đảm bảo độ bền. Mối ghép then cần được kiểm nghiệm về độ bền dập và độ bền cắt. Ứng suất dập (σd) trên bề mặt làm việc của then và ứng suất cắt (τc) trên tiết diện cắt phải nhỏ hơn các giá trị cho phép. Các giá trị ứng suất cho phép này phụ thuộc vào vật liệu trục và then cũng như điều kiện tải trọng. Việc kiểm nghiệm này đảm bảo then không bị phá hủy trong quá trình làm việc, một yếu tố quan trọng trong tính toán hộp giảm tốc.

Trích đoạn nội dung tài liệu

Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: TS.Nguyễn Hùng Mạnh BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC KHOA CƠ KHÍ VÀ ĐỘNG LỰC ĐỒ ÁN MÔN HỌC: CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC: BÁNH RĂNG TRỤ HAI CẤP Giáo viên hướng dẫn: TS. Nguyễn Hùng Mạnh Họ và tên sinh viên: Mã sinh viên: Ngành: Công nghệ kĩ thuật cơ khí Chuyên ngành: Lớp: D16CKOTO2 Khóa học: 2021-2026 Hà Nội, tháng 3 năm 2024 Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: TS.Nguyễn Hùng Mạnh MSV: Lớp:D16CKOTO2 Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: TS.Nguyễn Hùng Mạnh ĐWD TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐỒ ÁN MÔN HỌC: CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY 1 ĐIỆN LỰC TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC: KHOA CK&ĐL BÁNH RĂNG TRỤ HAI CẤP -----o0o----- PHUONG AN :29 Họ và tên SV: Lớp/ Mã SV: Ngày giao đề: Ngày nộp bài: Giáo viên hướng dẫn: TS. Nguyễn Hùng Mạnh Chế độ làm việc: Mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 4 giờ; Mỗi năm làm việc 290 ngày; Chịu tải trọng tĩnh; Chế độ quay 1 chiều; Thời gian phục vụ 5 năm nhẹ. Các thông số cho trước: - Lực kéo trên xích tải P ( KG):420 - Vận tốc xích tải V (m/s): 0.45 - Bước xích tải t (mm): 65 - Số răng đĩa xích tải z: 8 - Chiều cao tâm đĩa xích :600 - Thời gian phục vụ (năm) : 5 - Sai số vận tốc cho phép (%) : 5 SVTH: Quách Công Minh 1 Lớp:D16CKOTO2 Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: TS.Nguyễn Hùng Mạnh PHẦN 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ I.

Xác định công suất cần thiết, Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện, Chọn quy cách động cơ. Xác định công suất động cơ - công suất cần thiết được xác định theo công thức Pt P ct = η Trong đó: Pct Là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW). Pt Là cụng suất tính toán trên trục máy công tác (kW). Do tải trọng thay đổi nên : Ta Có : + ứng với 1,4M ta có t1=3s.

+ ứng với M ta có t1=3h=10800s. + Ứng với 0,5M ta có t2=5h=18000s. Xác định hiệu suất toàn bộ hệ thống Hiệu suất truyền động: SVTH: Quách Công Minh 2 Lớp:D16CKOTO2 Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: TS.Nguyễn Hùng Mạnh 3 2 η= η1. ηot (công thức 2.9 trang 19 tài liệu [1]) Từ bảng 2.3 trang 19 tài liệu [1] ta có: Hiệu suất nối trục di động: ηk = 1 Hiệu suất 1 cặp ổ lăn: ηol = 0,99 Hiệu suất 1 cặp bánh răng: ηbr =0,97 => 0,993.

Tính toán sơ bộ trên xích dẫn  Số vòng quay làm việc của xích dẫn nlv = (v/p) Trong đó: v-Vận tốc xích tải z-Số rằng đĩa xích tải t-Bước xích của xích tải  Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được xác định theo công thức : 60 f n db = p Trong đó: f là tần số của dòng điện xoay chiều ; với mạng điện nước ta f= 50Hz ; p là số đôi cực từ (chọn p = 3). Công suất cần thiết trên trục động cơ SVTH: Quách Công Minh 3 Lớp:D16CKOTO2 Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: TS.Nguyễn Hùng Mạnh Ptd 1,38 pct = = =1,512(kw) ❑ 0,9129 Từ các thống số tính toán, có thể chọn động cơ mang nhãn hiệu Theo bảng P1.1, phụ lục ta chọn như sau: Kiểu động Công suất, Vận tốc Hiệu suất, Tmax/Tdn Tk/Tdn cơ kW quay, v/ph % 4A100L6Y 2,2 950 81 2. Phân phối tỷ số truyền - Xác định tỷ số truyền u t của hệ thống dẫn động ndc u = nlv t Trong đó: n dc Là số vòng quay của động cơ n lv Là số vòng quay của trục máy công tác Thay số - Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động u t cho các bộ truyền u t =u h =18,29 SVTH: Quách Công Minh 4 Lớp:D16CKOTO2 Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: TS.Nguyễn Hùng Mạnh Đây là hộp khai triển 2 cấp, dựa vào bảng 3.1 chọn uh = 26 kết quả phân phối tỷ số truyền cho các cấp bánh răng trong hộp giảm tốc khai triển dựa vào Mà Uh=Un.Uc trong đó : un - tỉ số truyền bộ truyền cấp nhanh uc - tỉ số truyền bộ truyền cấp chậm Vậy có kết quả về tỉ số truyền của các bộ truyền trong hệ thống là : Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng : Un =3,75 Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng : Uc= 4,88 3. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục.

Dựa vào P 1v và sơ đồ hệ thống dẫn động, có thể tính được công suất, mômen và số vòng quay trên các trục, phục vụ các bước tính toán thiết kế các bộ truyền, trục và ổ. Trang 49 sách tập 1: Đối với động cơ : Pdc= 2,2(kW) ndc = 950(v/ph) Nmm Các thông số trên trục I như thông số trên trục động cơ = Tính toán đối với trục II ta được : SVTH: Quách Công Minh 5 Lớp:D16CKOTO2 Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: TS.Nguyễn Hùng Mạnh kW v/ph Nmm Tính toán đối với trục II ta được : kW v/ph Nmm Kết quả tính toán được ghi thành bảng như sau : BẢNG 1 : CÔNG SUẤT - TỈ SỐ TRUYỀN - SỐ VÒNG QUAY - MÔMEN Trục Động cơ I II III Thông số Công suất P, kW 2,2 2,2 2,11 2,03 Tỉ số truyền u 1 3,75 4,88 Số vòng quay n, 950 950 255,38 52,33 vòng/phút Mômen xoắn T, Nmm SVTH: Quách Công Minh 6 Lớp:D16CKOTO2 Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: TS.Nguyễn Hùng Mạnh CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN 2. Tính toán thiết kế bộ truyền xích: Thông số đầu vào P=2,952KW; n=945vg/ph; ux= 3,59 2. Chọn loại xích: Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, dùng xích con lăn.

Xác định các thông số của xích và bộ truyền: Theo bảng (5.4) - tr80 - [1], với u = 3,59, chọn số răng đĩa nhỏ z 1 = 25, do đó số răng đĩa lớn z2 = uz1 = 3,04. Theo công thức (5.3) – tr81 – [1], công suất tính toán Trong đó: với z1 = 25, kz = 25/z1 = 1; với n01=200 vg/ph, kn= n01/n1 = 200/146 = 1,37; theo công thức (5.1,3 = 2,193 với ko = 1 (đường tâm các đĩa xích làm với phương nằm ngang một góc < 40°); ka =1 (chọn a = 40p); kđc= 1 (điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích); kđ= 1,35 (tải trọng va đập nhẹ); kc= 1,25 (bộ truyền làm việc 2 ca); kbt= 1,3 (môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn II – bảng 5.7; Như vậy: kW SVTH: Quách Công Minh 7 Lớp:D16CKOTO2 Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: TS.Nguyễn Hùng Mạnh Theo bảng 5.5 với n01= 200 vg/ph, chọn bộ truyền xích 3 dãy có bước xích P= 25,4 mm thỏa mãn điều kiện bền mòn Pt < [P] = 11 kW; Đồng thời theo bảng 5.8, p < pmax Khoảng cách trục a = 40p = 40.25,4= 1016mm ; Theo công thức (5.12)- tr85- số mắt xích: x = 2a/p + 0,5(z1 + z2) + (z2 – z1)2p/(4π2a) = 2.1016) =132,1 Lấy số mắt xích chẵn x= 132, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13)- tr85: a = 0,25p {xc – 0,5(z2 + z1) + } = = 992mm Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng: ∆a= 0,003. a≈ 3mm, do đó a = 989mm. Số lần va đập của xích: Theo công thức (5.

Kiểm nghiệm xích về độ bền: Theo công thức (5.2), tải trọng phá hỏng Q = 170100N, khối lượng 1 mét xích q = 7,5 kg; kđ = 1,2 v = p.0,992 = 72,9N; Trong đó kf = 1 (bộ truyền thẳng đứng); Do đó: s = 170100/ (1,2.5061 + 72,9 + 18) = 27,6 SVTH: Quách Công Minh 8 Lớp:D16CKOTO2 Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: TS.Nguyễn Hùng Mạnh Theo bảng (5.10) với n = 200 vg/ph, [s] = 8,2. Vậy s > [s]: bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. Xác định các thông số của đĩa xích: Đường kính đĩa xích: Theo công thức (5.15,88 + 0,05 = 7,63mm; với d 1 = 15,88( xem bảng 5. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.105 MPa ; A = 450mm2 ( bảng 5.12)-[1] ; kd = 3 ( xích 3 dãy) ; lực đập trên 3 dãy xích theo công thức (5.

Như vậy dung thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 với ứng suất tiếp xúc cho phép = 500MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc. Xác định lực tác dụng lên trục: Theo (5.20) TTTKMCCDC- [1]: Fr = kxFt = 1,15.5061 = 5820N; trong đó với bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn thì kx= 1,15. SVTH: Quách Công Minh 9 Lớp:D16CKOTO2 Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: TS.Nguyễn Hùng Mạnh Bảng 2.1 Thông số bộ truyền xích Thông số Kí hiệu Thông số bộ truyền xích Bánh dẫn (1) Bánh dẫn (2) Số răng đĩa xích z 25 76 Bước xích 25,4mm Số mắt xích 132 Lực tác dụng lên trục 5820N Khoảng cách trục 992mm Đường kính vòng chia 202,66mm 614,64mm Đường kính vòng đỉnh 213,76mm 626,62mm Đường kính vòng đáy 198,5mm 611,36mm Bán kính đáy r 7,63 Vận tốc v 1,545m/s SVTH: Quách Công Minh 10 Lớp:D16CKOTO2 Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: TS.Nguyễn Hùng Mạnh CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 1. Chọn vật liệu: Dựa vào bảng 6.

Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] = (2.1) Ứng suất uốn cho phép [σF] = (2.2) Trong đó: ZR – ZY – KxH – KFC = 1 – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. KHL, KFL – hệ số tuổi thọ. KxF – YR – YS – SVTH: Quách Công Minh 11 Lớp:D16CKOTO2 Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: TS.Nguyễn Hùng Mạnh Trong thiết kế sơ bộ lấy ZR.KxH = 1 và YR.KxF = 1, do đó các công thức (2. Trong đó: và lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở, trị số được chọn theo bảng 6.2 trang 92: = 2HB + 70; SH = 1,1 (2.5) và = 1,8HB; SF = 1,75 (2.6) Ta chọn độ rắn bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là: HB1 = 245 và HB2 = 230 khi đó Thay vào (2.6) ta được: Bánh 1: = 2.230 = 414 (MPa) Theo công thức 6.5 tài liệu [1]: Do đó: NHO2 = 30.107 Theo công thức 6.7 tài liệu [1] NHE = 60.niti ti NHE2 = 60.

8) SVTH: Quách Công Minh 12 Lớp:D16CKOTO2 Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: TS.Nguyễn Hùng Mạnh = 41221213,69 NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1 Tương tự ⇒ KHL1 = 1 Như vậy theo công thức 6.1a tài liệu [1] sơ bộ xác định được: HL K 0 σ [ H ]= σ Him S H K HL 1 [ σH σ0 ] = Him1 S H = Mpa. 1 K HL 2 0 [ σ H ]2 = σ Him 2 SH = Mpa.