Đồ án môn học chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động cơ khí

Đồ án môn học chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động cơ khí

- -Đồ án môn học chi tiết máy:

Thiết kế hệ dẫn động cơ khí

Mục lục

Lời nói đầu Phần I: Tính toán động học………3

1.1 Chọn động cơ……… 3

1.2 Phân phối tỷ số truyền……….…3

1.3 Tính các thông số ……… 4

Bảng số liệu ……….…5

Phần II Tính toán thiết kế chi tiết máy……….…5

I.Tính bộ truyền đai……… ….5

1.1 Chọn loại đai……… 5

1.2 Xác định thông số bộ truyền……… 5

1.3 Xác định số đai z……….6

1.4 Xác định lực căng ban đầu và lực căng tác dụng lên trục…… … 7

1.5 Các thông số hình học và kích thước bộ truyền đai………7

II Tính bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc………7

2.1 Chọn vật liệu……… ……7

2.2 Ứng suất cho phép……… … 8

2.3 Truyền động bánh răng trụ……… …10

2.3.1Cấp nhanh……… 10 -16 2.3.2 Cấp chậm……… 16-22 2.4 Tính trục……… … 22

2.4.1 Thiết kế trục……… ….22

a Chọn vật liệu……… 22

b Xác định đường kính sơ bộ trục……… 22

c Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực 23 d.Xác định trị số và chiều dài các trục tác dụng lên trục………24

e Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục………25

f tính các moomen tương đương tại các tiết diện trục……… 28

g kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi………29

2.5 Chọn ổ lăn……….… 31

***Tài liệu tham khảo: 1.Tính toán hệ dẫn động cơ khí tập 1+2 của 2 thầy Trịnh Chất & Lê Văn Uyển 2.Hình họa vẽ kỹ thuât của thầy Trương Minh trí ĐHSPKT TP.HCM

3.Dung sai- kỹ thuật đo của thầy Trần Quốc Hùng ĐHSPKT TP.HCM

4.sách sức bền vật liệu khoa XD& CHƯD.Trường ĐHSPKT TP.HCM

Lời nói đầu:

Đồ án nguyên lí chi tiết máy là môn học mang tính khoa học sâu sắc Qua môn học sinh viên được trang bị khá nhiều kỹ năng,đơn cử như kỹ năng tính toán,kỹ năng giải quyết vấn đề khó nảy sinh trong quá trình

thực hiện đồ án.

Đồ án nguyên lý máy là cơ hội để sinh viên có thể tổng hợp lại nhưng kiến thức cơ sở nền đã được học trong 2 năm vừa qua,rèn luyện tính

độc lập và phát huy tính sang tạo cao trong học tâp.

Qua sự hướng dẫn đầy nhiệt tình của thầy VĂN HỮU THỊNH Em đã

tiến hành thực hiện đồ án Trong quá trình thực hiện có gi sai xót mong quí Thầy thứ lỗi và sữa cho Em để khi thực hiện các đồ án kế tiếp cũng như quá trình lĩnh hội

các kiến thức mới khỏi mắc phải sai lầm và khuyết điểm.

Em xin chân thành cảm ơn!

e Số năm làm việc (a) : 5 (năm)

2 Đặc điểm của tải trọng:

Tải trọng va đập nhẹ, quay một chiều

3Ghi chú :

Năm làm việc (y)300 ngày, ngày làm việc(d) 2 ca, 1 ca(8) h

Sai số cho phép về tỉ số truyền ∆i=2÷3%

B.KHỐI LƯỢNG CỤ THỂ:

1 Một bản thuyết minh về tính toán

2 Một bản vẻ lắp hộp giảm tốc( khổ A0)

B/PHẦN THUYẾT MINH

PHẦN I TÍNH ĐỘNG HỌC

I.1/ Chọn động cơ.

1.1.1/ Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ.

Công suất trên trục công tác:

Pt=2 1000

Trong đó:  là hiệu suất truyền động  :Hệ số thay đổi tải trọng

Hiệu suất truyền động:

ht = đ m ổ. k br nt.

m: số cặp ổ lăn (m=4)

k: số cặp bánh răng (k=2);

tra bảng 2.3 TTTKHĐCK ta có

hiệu suất của bộ truyền xích để hở: đ.=0,96

hiệu suất của các cặp ổ lăn: ổ.=0,98

hiệu suất của các bộ truyền bánh răng trụ : br =0,99

hiệu suất nối trục nt=1

vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống là

Ứng với công suất của động cơ ta chọn n db=1500(vòng/ phút)

Tra bảng P1.3 ta chọn động cơ 4A132M4Y3 :

I.2 Phân phối tỷ số truyền.

1.2.

1 Xác định tốc độ vòng quay đồng bộ của trục động cơ:

Số vòng quay trên trục công tác:

V= .

60.1000

Z p n

(v/p)

Trong đó: un là tỷ số truyền cấp nhanh, uc là tỷ số truyền cấp chậm

Để đảm bảo hộp giảm tốc được bôi trơn bằng phương pháp thăm dầu thì

Tđc = 9,55 106 9,55.10 6 7,58

1458

dc dc

I TÍNH BỘ TRUYỀN ĐAI

1.1Chọn loại đai và tiết diện đai

-Theo hình 4.1 ta chọn loại đai thường tiết diện đai ƃ

1.2 Xác định thông số của bộ truyền

- Đường kính bánh đai nhỏ được chọn theo bảng 4.13 theo tiết diện đai là

-Như vậy theo tỉ số truyền thực tế

u t=d2/(d1(1- ε) ))=400/{160(1-0,02)}=2,55

-Kiểm tra tỉ số truyền

u=(u t-u)/u={(2,55-2,5)/2,5}.100%=2%<4%

-Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục a=1,2d2=480 (mm)

-Theo công thức 4.4 chiều dài đai:

l= 2a+0,5 л(d1+d2)+(d2-d1)2

/(4a) =2.480+0,5.3,14(160+480)+(480-160)2

/(4.480) = 2018 (mm)

-Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn là: l=2000 (mm)

- Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 s , theo 4.15

Trong đó : F v=q m.v2-định kỳ điều chỉnh lực căng

Với q m=0,178 kg/m –hệ số trượt (0,01-0,02)tra bảng 4.22

II.TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC

1 Chọn vật liệu:

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế,thuận tiện trong việc gia công chế tạo , ở đây ta chọn vật liệu làm các bánhrăng như nhau

MPa MPa







 Chọn HB2=220

2.Ứng suất cho phép

a.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σσ H ] và ứng suất uốn cho phép [σσ F ]

theo công thức 6.1 và 6.2:

HL xH v R H H

[   0 lim

FL FC xF s R F F

K xH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Y R – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng

Y S –hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất

K xF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.

Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ

1

.

1

.





xF S R

xH V R

K Y Y

K Z Z

K FC – hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, do tải một chiều nên

K FC =1

S H , S F –hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn tra bảng 6.2 ta

có : S H =1,1; S F =1,75.

lim 0 lim

lim

0 lim

8,

lim

0 lim

FO FL

N HE , N FE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.

Do tải trọng thay đổi nên ta có:

Ih=  ti - Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ)

] [ H 1sb=570.1/1,1=518,2 MPa

] [ H 2sb=510.1/1,1=436,6 MPaSuy ra [ H] m12=( [ H] 1sb+ [ H] 2sb)/2=(518,2+436,6)/2=477,4 MPa

Tương tự với bộ truyền cấp chậm , bánh trụ răng nghiêng, ta có:

20360.1 .24000 0,8 0,6 1 0, 2 6, 2.10 1, 26.102,39

do đó theo công thức 6.3 thì KHL2 =1ứng suất tiếp xúc (sơ bộ)cho phép :

o

H] H lim

[  KHL2/SH

] [ H 3sb=570.1 /1,1=518,2 MPa

] [ H 4sb=510.1/1,1=463,6MPaSuy ra [ H] m34=( [ H] 3sb+ [ H] 4sb)/2=(570+510)/2=540MPa

] [ F 4sb=423.1/1,75=241,7 MPa

b.Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[ H]max  2 , 8 ch(công thức 6.13)

[[ ]] [[ ]] 22,,88..450580 12601624[[ ]]

max 4 max

2

max 3 max

1

MPa

MPa

H H

H H

[ F] 1max= [ F] 3max=0,8 ch1=0,8.580=464 MPa

[ F] 2max= [ F] 4max=0,8 ch2=0,8.450=360 MPa

3 Truyền động bánh răng trụ nghiêng

3.1 Đối với cấp nhanh

a Các thông số cơ bản của bộ truyền.

1

( 1)

Tỷ số truyền thực:

2 1 1

802,86

28

t

z u z

Theo bảng 6.9 truyền động bánh răng nghiêng với z1 =28 >zmin(=16 )+2 Vậy hệ số dịch chỉnh x=0, y=0

c.kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Công thức 6.33 ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc là

1

1

2 w

Z H –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

tw b

2 os14 41'

1,72sin 2.20 17 '

H

c Z

bw=ba a w1 =0,4.140=56

Khi đó theo công thức (6.36a):

1/

Z   Với ε) α -hệ số trùng khớp ngang ,có thể tính gần đúng theo

H

H K K K

Với K H =1,15 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải

trọng trên chiều rộng vành răng (tra bảng 6.7).

1 1 1

2

H w w Hv

b d K

ZR=0,95; với da< 700mm suy ra KxH=1;

Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức 6.1

[H] [H m] Z Z K R .v xH =490,9 0,95.1.1=466,355MPa

Ta thấy  H< [ H] 12 do vậy bánh răng đủ bền theo độ bền tiếp xúc.

d kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

F

Y Y



trong đó

0,61,664

Y





   (hệ số kể đén sự trùng khớp, với ε α là hệ số trùng khớp ngang).

v

Z Z

v

Z Z

Y Y

K - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi

răng đồng thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức

làm việc êm là 6, ta có: K F=1,37

Fv

K - hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp:

2

.

w w F Fv

K K T

d b

 K F K F.K F.K Fv 1,32.1,37.1,081,95Vậy:

1

2.118229.1,95.0,588.0,89.3,8

72,3[ ]70.72,5.2,5

Do vây bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn

e.Kiểm nghiệm về quá tải:

Ứng suất tiếp cực đại:

Công thức 6.48:

] [

 H1max 437,96 1 437.96 [ H]max 1260[MPa]

Ứng suất uốn cực đại

công thức 6.49:

F1max F1.k qt 90,86.1 90,86[ MPa] [F1 max] 464[MPa]

F2 max F2.k qt 86,31.1 86,31[ MPa] [F2 max] 360[MPa]

f Các thông số hình học và kích thước bộ truyền cấp nhanh:

Theo bảng 6.11:

- Đường kính vòng chia :

d1 =72,59 mmd2= =207,41 mm-Đường kính vòng lăn:

dw1=72,5 mmdw2= 207,35 mm

db1=d1cosα=72,59.cos200=68,2 mmdb2=d2cosα=207,41.cos200=194,9 mm-Góc profil gôc: α= 200

-Góc profil răng: αt= 200 17’

-Góc ăn khớp: αtw= 200 17’

-Hệ số dịch chỉnh xt1=0;xt2=0

2 2 Đối với cấp châm.(bánh răng nghiêng)

1 Các thông số cơ bản của bộ truyền.

[ H - ứng suất tiếp xúc cho phép

34 2

2 .cos 2.180.cos10

41,8.( 1) 2.5(2,39 1)

w

a Z

1002,3842

t

Z u Z

Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:

dw2=2aw2/(ut2+1)=2.140/(2,88+1)=72,16 mm Tính lại góc  :

34 2 2

2,5.(42 100)

t w

m Z a

      =9,560 =90 34’

3 kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Công thức 6.33:

ở đây : αt –hệ số trượt (0,01-0,02)góc profil răng αtw là góc ăn khớp

1

w w H Hv

K K T

d b

ZR=0,95; với da< 700mm suy ra KxH=1

Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức 6.1

[H] [H m] 34 Z Z K R v xH= 490,9.0,95.1.1=466,355 Mpa

Ta thấy  H< [ H] do vậy bánh răng đủ bền

4 kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

F

Y Y



trong đó

0,5721,747

Y





   (hệ số kể đén sự trùng khớp, với ε α là hệ số trùng khớp ngang).

v

Z Z

Y Y

K - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi

răng đồng thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức

làm việc êm là 9, ta có: K F=1,37

Fv

K - hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp:

2

.

w w F Fv

K K T

d b

 K F K F.K F.K Fv 1,07.1,37.1,034 1,5.Vậy:

3

2.328986.1,5.0,572.0,947.3,7

103, 2[ ]72.106,51.2,5

Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn

5 Kiểm nghiệm về quá tải:

Ứng suất tiếp cực đại:

Công thức 6.48:

] [

 H3max 441,8 1 103, 2 [ H]max 441,8[MPa]

Ứng suất uốn cực đại

- Đường kính vòng chia :

34 3 3

34 4 4

2,5.42

106, 48[ ]cos cos9,56

2,5.100

253,52[ ]cos cos9,56

db3=d3cosα=106,48.cos200=100,06 mmdb4=d4cosα=253,52.cos200=232,36mm-Góc profil gôc: α= 200;

-Góc profil răng: αt= 20,30

-Góc ăn khớp: αtw= 22,30

-Hệ số dịch chỉnh xt1=xt2=0

Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền:

Các thông số cơ bản của

bộ truyền bánh răng Ký hiệu Bánh chủBộ truyền cấp nhanh Bộ truyền cấp chậm

động

Bánh bịđộng

Bánh chủđộng

Bánh bịđộngModul

ba



bwddadfdb



xt

2,5280,45672,5970,1166,3461,08

15,36

0

2,5800,456207,41205,39201,91187,94

15,36

0

2,5420,472106,4877,3100,23100,069,56

0

2,51000,472253,52191,76247,27232,369,56

0

2.4 TÍNH TRỤC

1 Thiết kế trục

a chọn vật liệu

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi có b= 600 MPa

Ứng suất xoắn cho phép [] = 12÷30 Mpa

b Xác định sơ bộ đường kính trục

Theo công thức (10.9) đường kính trục thứ k với k =1÷3;

 

3 2 ,

0 

k ksb

Chọn d3=60, tra bảng 10.2 ta có chiều rộng ổ lăn b03 = 31 mm

c Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực:

Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lựcphụ thuộc sơ đồ động , chiều dài may ơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ và khe

Chiều cao lắp ổ và đầu bulong hn=15 mm

Khoảng cách lki trên trục thứ k từ gối đỡ 0 đến chi tiết quay thứ I như sau: l12=-lc12.(lm12 + b01) +k3+hn

Trục 2 : quay ngược chiều kim đồng hồ

Trục 3 : quay cùng chiều kim đồng hồ

Ta có sơ đồ đặt lực như hình vẽ:

Chọn hệ tọa độ như trên hình vẽ

Theo công thức 10.1 trang 184 bộ truyền bánh răng trụ

Fly10=1428 (N)

-Xét trong mặt phẳng zox ta có:

Flx11=Ft1.62,5/200=1018,7 (N)

f Tính các moomen uốn tổng và moomen tương đương tại các tiết diện trên

j j aj

T

2 2

Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục

Dựa trên kết cấu trục của các hình trên và biểu đồ moment tương ứng , các tiết diện sau là các tiết diện nguy hiểm cần phải kiểm tra về độ bền mỏi

Tiết diện Đường kính

Mặt khác ta xác định các hệ số Kdj và Kdj đối với các tiết diện nguy hiểm theocông thức 10.25

y

x dj

K

K K

K

K K

Các trục được gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt :

Ra =2,5…0,63 m do đó , hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Kx = 1,06Theo bảng 10.8

Không dùng các phương pháp tăng bền bề mật do vậy hệ số tăng bền Ky=1

Theo bảng 10.12 khi dùng dao phay ngón , hệ số tập trung ứng suất tại rãnh thenứng với vật liệu có σb =600 MPa là Kσ = 1,76 , K =1,54

Theo bảng 10.10 ta tra được tỉ số Kσ/ σ , K / tại rãnh then trên các tiết diện này.Theo bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn có ứng suất bền như trên và đường kính củatiết diện nguy hiểm tra được tỉ số Kσ/ σ và K / do lắp câng tại các tiết diện này trên cơ sở đó dùng giá trị lớn hơn trong hai giá trị của tỉ số Kσ/ σ để tính Kdvà giátrị lớn hơn trong hai giá trị của tỉ số K / để tính Kd kết quả sau khi tính toán đượctóm tắc trong bảng sau:

Kết quả cho thấy các tiết diện trên cả 3 trục đều đảm bảo về bền mỏi

7.tính kiểm nghiệm về độ bền của then:

Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép

về độ bền dập theo công thức 9.1 như sau :

Theo bảng 9.5 với tải trọng tĩnh   d=150 MPa ,   c = 60-90 MPa

Tất cả các mối ghép then đều đảm bảo vể độ bền dập và độ bền cắt

Với kết cấu trục đã tính , tải trọng nhỏ và chỉ chịu lực hướng tâm ta chọn ổ bi

đỡ 1 dãy cho các gối này

Tải trọng quy ước như sau :

: Q = X.V.Fr.kt.kđ

X: hệ số tải trọng hướng tâm; X=1

V: hệ số kể đến vòng nào quay, do ổ có vòng trong quay nên V=1

kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhịêt độ, trong nhiệt độ làm việc của ổ ta chọnđược kt = 1 vì (nhiệt độ t  100oC )

kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng, trị số tra được là kđ = 1;

khả năng tải động m

d Q L

C  mà : Q0 = 1.1.2657.1.1 = 2657 N

m: bậc của đường cong mỏi, m=3;

L: Tuổi thọ của ổ bi đỡ Với Lh = 18000 giờ

Tuổi thọ của ổ lăn:

- Loại ổ : Cỡ trung kí hiệu là : 307.

2 chọn ổ lăn cho trục II:

Lực hướng tâm tại gốc :

Như vậy cả 3 trục của hộp giảm tốc đều đã được chon ổ và tính kiểm nghiệm ổ.

* Bôi trơn hộp giảm tốc :

Để giảm bớt mất mát công vì ma sát ,giảm mài mòn răng ,đảm bảo tháo nhiệt tốt

và đề phòng chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ phận tronghộp giảm tốc

*phương pháp bôi trơn : vận tốc vòng của các bánh răng trong 2 bộ truyền cấpnhanh và chậm như sau :

Đối với cấp nhanh :

Dầu bôi trơn hộp giảm tốc

Bánh răng được làm bằng thép có σb=850 Mpa ta chọn độ nhớt của dầu bôi trơn là80/11 dựa vào đặc tính làm việc của bộ truyền ta chọn dầu bôi trơn công nghiệp nhưsau :dầu ô tô máy kéo k15

Tên gọi Độ nhớt ở 50(100) Khối lượng riêng P/p bôi trơn

0,886-0,922 g/cm3

Ngâm các bánhrăng lớn trong dầu

ở đáy hộp

2.6.Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp.

2.6.1.Tính kết cấu của vỏ hộp:

Chỉ tiêu của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ Chọn vật liệu đểđúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu GX 15-32

Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục

Lấy chiều sâu ngâm dầu khoảng1/4 bán kính của bánh răng cấp chậmkhoảng 30mm