Đồ án Tính toán thiết kế hệ đẫn động cơ khí

lời nói đầu Tính toán thiết kế hệ đẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong nhiều chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở cho sinh viên về kết cấu máy. Khi thiết kế hệ thống dẫn đọng cơ khí chúng ta cần và sẽ nắm được những vấn đề cơ bản về máy và hê thống dẫn động. (tính toán thiết kế theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm vệc,thiết kế vỏ,khung.Chọn cấp chính xác lắp ghép, tra dung sai ,số liệu và trình bày bản vẽ là những thao tác cần thiết không thể thiếu được nhằm phục vụ cho công việc tính toán. Đối với mỗi sinh viên học nghành cơ khí đây có thể xem như là đồ án đầu tay của mình nhưng nó tổng hợp được tất cả những kiến thức cơ bản trong những năm học vừa qua.Do vậy , tuy đối với mổi sinh viên có đầu đề thiết kế cụ thể các hệ dẫn động khác nhau nhưng chung quy lại nó đòi mổi người cần phải có những kiến thức nhất định thì mới giải quyết được yêu cầu đặt ra. Đồng thời qua đồ án môn học này đưa sinh viên tiếp xúc dần với thực tế hơn và từ đó xác định rỏ hơn công việc thực tế của nghành nghề trong nay mai để từ đó xác định rõ hơn nhiệm vụ học tập của mình bây giờ. MụC LụC Trang Phần I : Chọn động cơ I . Chọn động cơ điện dẫn động cho hệ dẫn động cơ khí.....................3 Phần II : Phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền I . Xác địng tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống và cho từng bộ truyền.................................................................................................................7 Phần III : Thiết kế các bộ truyền I . Bộ truyền bánh răng nghiêng...........................................................10 II . Bộ truyền trục vít – bánh vít...........................................................20 III . Bộ truyền xích...............................................................................26 Phần IV : Tính thiết kế trục I . Chọn vật liệu...................................................................................30 II . Thiết kế trục..................................................................................30 Phần V : Thiết kế gối đỡ trục I . Căn cứ vào tải trọng chọn sơ bộ loại ổ lăn....................................52 II . Chọn cấp chính xác của ổ............................................................53 III . Chọn kích thước ổ theo tải trọng................................................53 Phần VI : Thiết kế vỏ hộp giảm tốc I . Tính chọn khớp nối.......................................................................62 II . Thiết kế vỏ hộp giam tốc.............................................................64 Phần VII : Dung sai lắp ghép I . Chọn cấp chính xác......................................................................74 II . Chọn kiểu lắp và dung sai lắp ghép.............................................75 Phần I: Chọn động cơ điện cho hệ dẫn động cơ khí 1. Xác định công suất cần thiết (Pct) (1-1) Trong đó: Pct : Là công suất cần thiết trên trục động cơ Pt : Là công suất tính toán làm việc trên trục máy công tác. h : Hiệu suất của toàn bộ hệ thống. * Xác định hiệu suất h h = h1 . h2 . h3 . h4 . (h5 ) Trong đó: h1 = 0,99 : Hiệu suất của bộ nối trục di động h2 = 0,96 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng nghiêng h3 = 0,8 : Hiệu suất của bộ truyền trục vít h4 = 0,9 : Hiệu suất của bộ truyền xích h5 = 0,99 : Hiệu suất của các cặp ổ lăn trên trục Các trị số h1 , h2 , h3 , h4 , h5 được chọn ở bảng 2.3 trang 19 Vậy : h = h1 . h2 . h3 . h4 . (h5 ) = 0,99.0,96. 0,8. 0,9. 0,994 = 0,657 (1-2) * Xác định công suất tính toán làm việc (Pt) : Theo đề bài ra ta thấy động cơ làm việc với tải trọng thay đổi - Xác định độ dài làm việc tương đối ts% Trong đó : tlv = t1 + t2 : Thời gian làm việc tck = t1 + t2 + t0 : Chu kì làm việc t0 : Thời gian nghỉ - Theo đề bài: t1 = 5(giờ) ; t2 = 2(giờ) ; t0 = 1(giờ) Vậy : Động cơ được coi như làm việc trong chế độ dài hạn với tải trọng thay đổi Do đó công suất được xác định theo công thức sau: Trong đó : P1 là công suất ứng với tải trọng 1 P2 là công suất ứng với tải trọng 2 - Tải trọng P1 được xác định theo công thức sau: Trong đó: F: Là lực kéo lớn nhất trên băng tải v: Vận tốc băng tải Theo đề bài : F = 8200 (N) v = 0,15 (m/s) ị (KW) Ta có : P và T tỷ lệ thuận theo công thức : Theo đề bài: T2 = 0,8 T1 ị ị ị (KW) (1-3) Từ 1-2 và 1-3 thay vào 1-1 : ị (KW) 2. Xác định số vòng quay sơ bộ : (nsb) Số vòng quay sơ bộ được xác định theo công thức sau: nsb = ut. nlv (1-4) Trong đó : nlv :Là số vòng quay của trục máy công tác ut : Là tỉ số truyền - Xác định tỉ số truyền : ut = u1.u2 (1-5) Trong đó: u1 : Là tỉ số truyền của HGT Bánh răng - trục vít u2 : Là tỉ số truyền của bộ truyền xích Dựa vào bảng 2.4 ta chọn u1 = 85 ; u2 = 2 ị ut = 170 - Xác định số vòng quay của trục máy công tác (nlv) Số vòng quay của trục máy công tác được xác định bằng công thức sau: (1-6) Trong đó : v: Là vận tốc của tang D : Đường kính tang Theo đề bài có : v = 0,15 (m/s) D = 350 (mm) Thay vào công thức 1-6 : (vòng/phút) ị Thay 1-5 và 1-6 vào 1-4 ta được: nsb = 170.8,185 = 1391,45(vòng/ phút) 3. Chọn động cơ : Dựa vào bảng phụ lục 1.3 và công suất cần thiết : Pct = 1,773 KW Kết hợp với điều kiện nđb ằ nsb Pđc > Pct Do đó ta chọn nđb = 1500 (vòng /phút) Pđc = 2,2 KW Vậy động cơ ta chọn là kiểu 4AX90L4Y3 có: Pđc = 2,2 KW nđc = 1420 (vòng/phút) ; * Kiểm tra điều kiện mở máy < Điều kiện mở máy được thoả mãn Kiểm tra điều kiện quá tải : Đã được thoả mãn Phần II: xác định tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống và cho từng bộ truyền. I. Phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống. 1. Xác định tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống (ut). (2-1) 2. Phân phối tỉ số truyền cho HGT (uh) và bộ truyền ngoài (un) ut = uh . un (2-2) Xác định uh và un Dựa vào sơ đồ hệ thống dẫn động cơ khí và bảng 2.4 ta chọn bộ truyền ngoài (Bộ truyền xích) có : nx = 2 ị 3. Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong HGT. Ta có : uh = u1 . u2 Trong đó : uh :Là tỉ số truyền của HGT u1 : Là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nghiêng u2 : Là tỉ số truyền của bộ truyền trục vít bánh vít Dựa vào đồ thị hình3.25 ta chọn được tỉ số truyền u1 của bộ truyền bánh răng như sau: Với c = 1,1 (Đối với bộ truyền bánh răng nghiêng) uh = 86,744 Ta tra đồ thị nhận được u1 = 3,614 ị u2 = = 24 * Tính lại un : 4. Xác định công suất , mômen và số vòng quay trên các trục Trên trục I (trục nối với trục động cơ): PI = Pct.hol = 1,773.0,99 = 1,738 (KW) nI = nđc = 1420 (vòng/phút) TI = (N.mm) Trên trục II: PII = PI.hbr. hol = 1,738.0,96.0,99 = 1,652 (KW) nII = (vòng/phút) TII = Trên trục III: PIII = PII . hBv .hol = 1,652 . 0,8 . 0,99 = 1,308 (KW) nIII = (vòng/phút) TIII = (N.mm) Trên trục IV: PIV = PIII . hxích .hol = 1,308 .0,9 . 0,99 = 1,165 (KW) nIV = (vòng/phút) với u3 = un = 2 TIV = (N.mm) Lập bảng phân phối tỉ số truyền Trục Thông số (Động cơ) 1 2 3 Công suất P, kW 1,773 1,738 1,652 1,308 Tỉ số truyền u 1 3,614 24 2 Số vòng quay n 1420 1420 392,916 16,372 Mômen xoắn T, N.mm 11924 11689 40153 762973 phần III: thiết kế các bộ truyền A. Thiết kế bộ truyền trong HGT . I. Bộ truyền bánh răng nghiêng. 1.Chọn vật liệu Dựa vào bảng 6.1 và phần I , đối với bộ truyền bánh răng có công suất trung bình ta chọn vật liệu cho cả hai bánh là thép các bon chất lượng thường : Thép CT45 tôi cải thiện. Tra bảng 6.1 ta có : Thép CT45 tôi cải thiện có: Bánh răng nhỏ Kích thước S (mm) không lớn hơn : 60 Độ rắn: HB =240 MPa Giới hạn bền sb1 (MPa) : 850 Giới hạn chảy sch1 (MPa) : 580 Bánh răng lớn Kích thước S (mm) không lớn hơn : 100 Độ rắn: HB= 230 MPa Giới hạn bền sb2 (MPa) : 750 Giới hạn chảy sch2 (MPa) : 450 Chú ý: Để đảm bảo sức bền đều của răng và khả năng chạy mòn của bộ truyền nên nhiệt luyện bánh răng lớn có độ rắn mặt răng thấp hơn bánh răng nhỏ : HB1 = HB2 + (10 đến 15) 2. Xác định ứng suất cho phép - ứng suất cho phép tiếp xúc [sH] và ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức sau: Trong đó : ZR :Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc ZV : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng KXH :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng . YR : Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng YS : Hệ số kể đến ảnh hưởng của hệ số tập chung ứng suất. KXF : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn Khi tính sơ bộ ta lấy: ZR . ZV . KXH = 1 YX.YS.KXF =1 Vậy : Trong đó : s0Hlim ; s0Flim Là ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở tra bảng 6.2 : SH = 1,1 ; SF = 1,75 Vật liệu là thép 45 tôi cải thiện có: HB2 = 240 đối với bánh răng lớn HB1 = 230 đối với bánh răng nhỏ Do đó : - Bánh răng nhỏ : s0Hlim = 2HB1 +70 = 550(MPa) s0Flim = 1,8 HB1 = 432(MPa) - Bánh răng lớn: s0Hlim = 2HB2 +70 = 530(MPa) s0Flim = 1,8 HB2 = 414(MPa) KFC : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải (động cơ làm việc 1 chiều hay hai chiều) Làm việc 1 chiều lấy : KFC = 1 KHL ; KFL : Hệ số tuổi thọ về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn. ; Với mH và mF : Là bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn : Vì vật liệu có HB < 350 nên chọn mH = 6 và mF = 6 - Xác định NHO ; NFO : NFO = 4.106 NHO = 30.H2,4HB + Đối với bánh răng nhỏ : NHO = 30.2402,4 =1,5.106 + Đối với bánh răng lớn: NHO = 30.2302,4 = 1,4.106 - Xác định NHE và NFE (Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương ứng với ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn) Khi bộ truyền chịu tải thay đổi thì có: ; Trong đó : Ti , ni , ti là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét + Đối với bánh răng nhỏ: NHE1 = 60.1420.[1.12000 + 0,83 .4800] = 123.107 NFE1 = 60.1420[1.12000 + 0,86.4800] = 113.107 + Đối với bánh răng lớn : So sánh các giá trị NHE và NFE đều lớn hơn giá trị NHO và NFO nên ta lấy KHL = 1; KFL =1 Thay vào công thức tính ứng suất cho phép ta được : Giá trị BR Độ cứng (HB) s0Hlim (MPa) s0Flim (MPa) [sH] (MPa) [sF] (MPa) BR 1 240 550 432 500 246,857 BR 2 230 530 414 481,818 236,571 * Kiểm tra điều kiện : Đối với bánh răng nghiêng < 1,25.[sHmin] = 1,25.481,818= 602 (MPa) ứng suất quá tải cho phép [sH]=2,8.sch =2,8.450 =1260 MPa [sF1]=0,8.sch1 =0,8.580 = 464 MPa [sF2]=0,8.sch2 = 0,8.450 = 360 MPa 3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng nghiêng. a. Xác định khoảng cách trục aw : Trong đó : Ka - Hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng tra bảng 6.5 Ka = 4 u1 - Tỉ số truyền T1 - Mômen xoắn trên bánh chủ động [sH] - ứng suất tiếp xúc cho phép yba - Hệ số bề rộng vành răng.Theo bảng 6.6 ta lấy yba = 0,3 từ đó ta có :ybd = 0,53. yba (u+1) = 0,53.0,3.(3,614+1) = 0,734 KHb : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc . Tra bảng 6.7 ta được: KHb = 1,043 Vậy : Lấy aw = 75 (mm) b.Xác định các thông số ăn khớp: + Xác định mô đun : m = (0,01 á 0,02).aw = (0,01 á 0,02).75 = 0,75 á 1,5 Theo bảng 6.8 ta chọn môđun tiêu chuẩn đối với bộ truyền bánh răng nghiêng là: mn = 1,5 + Xác định số răng và góc nghiêng b Chọn sơ bộ b = 100 do đó cosb = 0,9848 Số răng bánh nhỏ là: Lấy z1 = 21 Số răng bánh lớn là: z2 = u.z1 = 3,614.21 = 75,894 Lấy z2 = 76 Do đó tỉ số truyền thực sẽ là : um = 76/21 = 3,619 So với ban đầu (um- u)/um = < 4% Suy ra: b = 14,070 c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau: Trong đó :- ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp , trị số của ZM tra trong bảng 6.5 : ZM = 274 MPa1/3 Z : Hệ số kể đến hình dạng bè mặt tiép xúc Theo (6.35) tgbb = cosat . tgb = cos(20,5670 ).tg(14,070) = 0,234 nên bb = 13,2060 Với at = atw = arctg(tga/cosb) = arctg(tg200/cos14,070) = 20,5670 Do đó theo (6.34) : -Z: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Theo (6.37) : eb = bwsinb/(pm) = 0,3.75.sin(14,070)/(p.1,5) = 1,16 >1 ea = [1,88 - 3,2(1/z1 + 1/z2)]/cosb = [1,88 - 3,2(1/21 + 1/76)]/cos(14,070) =1,635 Ze = = 0,782 - Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dw1 = 2aw/(um + 1) = 2.75/(3,619 + 1) = 32,47 (mm) T1 :Mômen xoắn trục chủ động KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH = KHb.KHa.KHb.KHv KHb : Hệ số kể dến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. KHb =1,043 KHa : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Theo (6.40) : v = p.dw1.n1/60000 = p.3,47.1420/60000 = 2,414 (m/s) Với v = 2,414 < 4 Theo bảng 6.13 cấp chính xác là 9 . Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và v<5 nên KHa = 1,13 KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Theo (6.42) nH = dH.g0 .v = 0,002.73.2,414. = 1,604 Trong đó: dH = 0,002 theo bảng 6.15 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp Theo bảng 6.16 : g0 = 73 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng ăn khớp Do đó theo (6.41) : Theo (6.39) KH = KHa.KHb.KHv = 1,043.1,13.1,043 = 1,229 Thay các giá trị vừa tính được vào (6.33) ta được: MPa - Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép Theo (6.1) với v<5(m/s) , Zv = 1 ; với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 ...1,25mm , do đó ZR = 0,95 với da < 700mm , KxH = 1 , do đó theo (6.1) và (6.1a) [sH] = [sH] ZvZRKxH = 490,909.1.0,95.1 =466,364 (MPa) Như vậy: sH < [sH] < 4% d. Kiểm nghiệm độ bền uốn. Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không vượt quá trị số cho phép : Trong đó: T1 - là mômen xoắn trên bánh chủ động m - là mô đun bw - là bề rộng răng dw1 - là đường kính vòng lăn của bánh chủ động KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF = KFa . KFb . KFv KFb - Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng tra bảng (6.7) KFb = 1,107 KFa - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng tra bảng 6.14 ta được KFa = 1,37 KFv - Hệ số kể đến tải trọng động Tra bảng 6.15 ; 6.16 ta được : dF = 0,006 , g0 = 73 Do đó : nF = dF . g0 .v. = 0,006.73.2,548 . = 4,813 KFv = 1 + => KF = KFa . KFb . KFv = 1,107.1,37.1,099 = 1,667 YF1 , YF2 - Hệ số dạng răng phụ thuộc vào số răng tương đương Zv1 = z1/cos3b = 21/(14,070)3 = 23 Zv2 = z2/cos3b = 76/(14,070)3 = 83,272 Tra bảng 6.18 ta được : YF1 = 3,967 , YF2 = 3,608 Ye - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Ye = 1/ea = 1/1,635 = 0,571 Yb - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng Yb = 1 - b/140= 1-14,070 /140 =0,9 Vậy: e. Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải: Kqt = Tmax/T = 1,3 T: Mômen xoắn danh nghĩa Tmax : Mômen xoắn quá tải sHmax = sH. = 458,217.=522,448 < [sH]max =1260 (MPa) Ta có : sFmax1 = sF1 .Kqt = 77,704.1,3 = 101,015 < [sF]max1 =464 (MPa) sFmax2 = sF2 .Kqt = 70,672.1,3 = 91,874 < [sF]max2 =360 (MPa) Vậy điều kiện quá tải được thoả mãn f. Các thông số và kích thước của bộ truyền. STT Các thông số kích thước Giá trị Đơn vị 1 Khoảng cách trục (aw) 75 mm 2 Môđun pháp (mn) 1,5 3 Chiều rộng vành răng (bw) 22,5 mm 4 Tỉ số truyền (um) 3,619 5 Góc nghiêng của răng (b) 14,07 độ 6 Số răng bánh răng (z1 ,z2) z1 = 21 , z2 = 76 7 Hệ số dịch chỉnh (x1, x2) x1 =0, x2 =0 mm 8 Đường kính vòng chia (d1 ,d2) d1 =32,47 ; d2 =117,53 mm 9 Đường kính đỉnh răng(da1 ,da2) da1= 35,5 ; da2 = 120,5 mm 10 Đường kính đáy răng (df1 , df2) df1 = 28,72 ; df2 = 113,78 mm 11 Góc prôfin gốc (a) 20 độ 12 Góc prôfin răng (at) 20,58 độ 13 Góc ăn khớp (atw) 20,58 độ 14 Đường kính cơ sở (db1,db2) db1 = 30,51 ; db2 =110,44 mm II. Bộ truyền trục vít - Bánh vít 1. Chọn vật liệu Vì bộ truyền trục vít xuất hiện vận tốc trượt lớn và điều kiện hình thành màng dầu bôi trơn ma sát ướt không được thuận lợi nên cần phối hợp vật liệu trục vít và bánh vít sao cho cặp vật liệu này có hệ số ma sát thấp, bền mòn và giảm bớt về dính . Mặt khác do tỉ số truyền u lớn , tần số chịu tải của trục vít lớn hơn nhiều so với bánh vít , do đó vật liệu trục vít phải có cơ tính cao hơn so với vật liệu bánh vít . - Tính vận tốc trượt (vt),vận tốc trượt tính theo công thức kinh nghiệm. Trong đó : vt : Vận tốc trượt P2 : Công suất của bộ truyền trục vít bánh vít u2 : Tỉ số truyền của bộ truyền. n2 : Số vòng quay của trục vít. Dựa vào phần trên thay vào: - vt = 1,61 < 2(m/s) nên ta chọn vật liệu của bánh vít là gang CY 18-36 ,được đúc bằng khuôn cá, có sb = 180(MPa) , sch = 360(MPa) Căn cứ vào tải trọng và vận tốc trượt (Tải trọng trung bình) Ta chọn vật liệu của trục vít là thép hợp kim 20X tôi đạt độ rắn HRC >=45 2. Tính ứng suất cho phép * ứng suất tiếp xúc cho phép: Bánh vít làm bằng gang với vận tốc trượt vs = 1,61(m/s) tra theo bảng 7.2 : [sH] = 141,7 (MPa) * ứng suất uốn cho phép: Bánh vít làm bằng vật liệu gang và bộ truyền quay một chiều được xác định theo công thức sau: [sF] = 0,12 .sbu = 0,12.360 = 43,2 (MPa) * ứng suất cho phép khi quá tải. Để kiểm tra độ bền tĩnh tránh quá tải, cần xác định ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải [sH]max và ứng suất uốn cho phép khi quá tải [sF]max . Bánh vít làm bằng gang: [sH]max = 1,5.[sH ]= 1,5.141,7 = 212,55 (MPa) [sF]max = 0,6.sb = 0,6.180 = 108 (MPa) 3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền trục vít bánh vít: a. Xác định các thông số: - Xác định khoảng cách trục : Trong đó: KH - Hệ số tải trọng ,chọn sơ bộ KH = 1,2 z3 , z4 - Số răng trục vít ,bánh vít Với u = 26,2 chọn z3 = 2 , do đó z4 = u.z3 = 24 .2 = 48 Chọn z4= 48 Tỉ số truyền tính lại là : u = z4/z3 = 48/2=24 Sai số tỉ số truyền là : 0% < 4% T3 - Mômen xoắn trên tục bánh vít Chọn sơ bộ : h = 0,8 do đó T3 = 9,55.106 .P2. u2.h/n2 = 9,55.106.1,652.24.0,8/392,916 = 763228 (N.mm) q- Hệ số đường kính trục vít Tính sơ bộ q theo công thức thực nghiệm: q = 0,3.z4 = 0,3 .48 = 12 Dựa theo bảng 7.3 ta chọn q theo tiêu chuẩn : q = 12,5 Vậy : (mm) - Xác định môđun m : m = 2.aw/(q + z4) = 2.216,416/(12,5 + 48) = 7,154 mm Dựa theo bảng 7.3 ta chọn môđun theo tiêu chuẩn : m = 7 Tính lại khoảng cách trục : mm chọn aw = 210 mm -Tính hệ số dịch chỉnh: x = (aw/m) - 0,5(q + z4) = (210/7)- 0,5.(12,5+48)=- 0,25 Thoả mãn - 0,7<x<0,7 b. Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc: ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít của bộ truyền đã được thiết kế phải thoả mãn điều kiện sau: Trong đó aw , z4 , q đã biết - Xác định vận tốc trượt vs : + Đường kính trục vít : dw3 = (q + 2x)m = (12,5 + 2.(- 0,25))7 = 84 (mm) + Góc vít : gw = arctg(z3/(q + 2x)) = arctg[2/(12,5 + 2.(- 0,25))] = 9,4620 Vậy vận tốc trượt là: Theo bảng 7.2 ta có : [sH] = 137,44 (MPa) - Hiệu suất của bộ truyền tính theo công thức: Trong đó : j - Là góc ma sát dựa vào vận tốc trượt và bảng 7.4 ta có : j = 3,433 Do đó : h = 0,8 Và T3 = 763228.0,7/ 0,8 = 667825 (N.mm) KH - hệ số tải trọng KH = KHb . KHv KHb - Hệ số phân bó không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng - Gọi kt = T2m/T2max , từ (7.25) với n3i = n3 ta có : Do đó : KHb = 1 + (z4/q)3(1- kt) = 1+ (48/125)3(1 - 0,943) = 1,003 Trong đó : Với z3 = 2 ; q = 12,5 tra bảng 7.5 ta được : q = 125 -Theo bảng 7.6 ta chọn cấp chính xác 9, Với cấp chính xác 8 và vận tốc trượt vs = 1,75 (m/s) nên : KHv = 1,117 => KH =1,003.1,117 =1,12 - Theo công thức (7.19) ứng suất tiếp xúc - Xác định sai số : ([sH] - sH)/[ sH] = 2,527% <4% Như vậy : sH < [sH] do đó không cần điều chỉnh các thông số và chọn lại c.Kiểm nghiệm độ bền uốn : Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh vít không được vượt quá trị số cho phép <= [sF] b4 - Chiều rộng bánh vít (tra bảng 7.9) : Khi z3 = 2 , b4 < 0,75.da3 da3 = m(q +2) = 7(12,5 +2) = 101,5 mm Do đó : b4 < 0,75.101,5 = 76,125 Chọn b4 = 75 mm YF - Hệ số dạng răng zv = z4/cos3g = 48/cos39,4620= 50 Tra bảng 7.8 YF = 1,45 Trong đó : KF - Hệ số tải trọng KF= KFb.KFv = 1,003.1,117 = 1,12 ( Với KFb= KHb , KFv = KHv ) d4 - Đườg kính vòng chia bánh vít d4 = m.z4 =7 .48 = 336 (mm) mn - Môdun pháp của răng bánh vít mn = m.cosg = 7.cos9,4620= 6,905 Theo công thức (7.26) : < 43,2 (MPa) Vậy thoả mãn về bền uốn d.Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải: Với hệ số quá tải kqt =1,3 sHmax = sH. = 133,967.=152,746 < [sH]max =212,55 (MPa) sFmax = sF .Kqt =8,726.1,3 = 11,34 < [sF]max =108 (MPa) Vậy bánh vít thoả mãn về quá tải d.Các thông số cơ bản của bộ truyền: STT Các thông số cơ bản Giá trị Đơn vị tính 1 Khoảng cách trục aw = 210 mm 2 Môđun M = 7 mm 3 Hệ số đường kính q = 12,5 4 Tỉ số truyền U = 24 5 Số ren trục vít và số răng bánh vít z3 = 2; z4 = 48 Răng 6 Hệ số dịch chỉnh bánh vít x2 = -0,25 7 Góc vít g = 9,462 độ 8 Chiều dài phần cắt ren của trục vít b3 = 90,16 mm 9 Chiều rộng bánh vít b4 = 75 mm 10 Đường kính chia d3 = 87,5 ;d4 =336 mm 11 Đường kính đỉnh da3 =101,5 ; da4 =346,5 mm 12 Đường kính đáy df1 = 70,7 df2 = 315,7 mm 13 Đường kính ngoài bánh vít daM2 = 355 mm f. Tính nhiệt truyền động trục vít. Bộ truyền trục vít đã được thiết kế trên đây có thể làm việc không ổn định , thậm chí bị hư hỏng nếu quá trình làm việc, nhiệt độ sinh ra quá cao và nhiệt lượng không được toả đi kịp thời . Vì vậy cần tiến hành tính kiểm nghiệm về nhiệt , xuất phát từ điều kiện : nhiệt lượng sinh ra trong hộp giảm tốc trục vít phải cân bằng với nhiệt lượng thoát đi - Trường hợp không làm nguội bằng nhân tạo : td = t0 + 1000(1 - h)P2/[Kt.A(1 + y).b] Ê [td] = 900C Trong đó : t0 Nhiệt độ môi trường xung quanh lấy = 200c h : Hiệu suất của bộ truyền : (= 0,7) P2 : Công suât trên trục vít (=1,652 KW) Kt = 8 .... 17,5 : Hệ số toả nhiệt A : Diện tích mặt thoáng của hộp giảm tốc A = A1 + A2 Với A1 = 20.aw2 = 20.0,212 = 0,882 (m2)-Diện tích bề mặt hộp giảm tốc không có gân A2 = (0,1....0,2)A1 Diện tích tính toán của bề mặt gân : A2 = 0,1.A1 = 0,0882 A = A1 + A2 =0,9702 (m2) y : Hệ số kể đến sự thoát nhiệt của hộp giảm tốc chọn= 0,3 b = tck/(SPi.ti/P1) = 7/(1.5 + 0,8.2) = 1,06 Hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian do làm việc ngắt quãng hoặc do tải trọng làm việc giảm so với tải trọng danh nghĩa P1 [tđ] Nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu chọn = 900 Vậy tđ = 200 + 1000(1- 0,7).1,652/[8.0,9702.(1 + 0,3).1,06] = 66,3370< 900 Do đó thoả mãn điều kiện làm nguội. II. Thiết kế bộ truyền ngoài hộp giảm tốc: (Bộ truyền xích) 1. Chọn loại xích : Theo đầu bài ra ta dựa vào vận tốc làm việc thấp tải trọng nhỏ nên ta dùng xích ống con lăn một dãy 2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền. - Dựa vào bảng 5.4 và tỉ số truyền u = 2 số răng của đĩa nhỏ z1 = 27 - Từ số răng đĩa xích nhỏ tính ra số răng đĩa xích lớn : z2 = u.z1 = 2.27 = 54 < zmax=120 a> Xác định bước xích p: - Bước xích P xác định từ chỉ tiêu độ bền mòn của bản lề . Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng : Pt = P.k.kz.kn Ê [P] Trong đó: + Pt ; P ; [P] Lần lượt là công suất tính toán công suất cần truyền và công suất cho phép , kW ; + Với z1 = 27 , kz = z01/z1 = 25/27 = 0,926 Gọi là hệ số răng + kn = n01/n1 = 50/16,372 = 3,054 + k Được tính từ các hệ số thành phần trong bảng 5.6 với + ko - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền (k0 = 1) + ka - Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích (ka =1,25) + kđc - Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích (kđc = 1) + kbt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn (kbt = 1,3) + kđ - Hệ số tải trọng động , kể đến tính chất của tải trọng (kđ = 1,35) + kc - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền (kc = 1) Như vậy : k = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc = 1.1,25.1.1,3.1,35.1 = 2,194 Vậy : Pt = 1,308 . 2,194 . 0,926.3,054 = 8,116 < [P] = 10,5 kW Dựa vào bảng 5.5 ta chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích p = 38,1 mm Theo bảng 5.8 thoả mãn điều kiện p < pmax = 50,8 (mm) - Khoảng cách trục chọn sơ bộ : a = 25.p = 25.38,1 = 952,5 mm - Từ khoảng cách trục xác định được số mắt xích x : Lấy số mắt xích chẵn x = 92 , tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) a = 0,25.p{x - 0,5.(z1 + z2) + } a = 0,25.38,1.{92 - 0,5.(27 + 54) + }= 967 Chọn a = 967 mm . Để xích không chịu lực căng quá lớn , khoảng cách trục a cần giảm một lượng Da = 0,002.a = 0,002.967 ằ 2 (mm) Do đó a = 965 (mm) - Sau khi xác định được số mắt xích và khoảng cách trục cần tiến hành kiểm nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong 1s : i = = 0,32 < [i] = 20 tra trong bảng 5.9 b> Kiểm nghiệm độ bền của xích: Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn Theo (5.15) s = Q/(kđ.Ft + F0 + Fv) ³ [s] Trong đó : Q - Tải trọng phá hỏng , N , tra theo bảng 5.2 Q = 127000 (N), khối lượng 1m xích là q1 = 5,5 kg kđ - Hệ số t