Đồ Án thiết kế xác Định công suất Động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền Động

Từ bảng 10.2 [2], với nguyên nhân sinh ra tập trung ứng suất là chi tiết lắp lên trục với độdôi không lớn, ta có ứng suất uốn cho phép ứng với đường kính trục là:... LỰA CHỌN CÁC CHI TIẾ

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HỒ CHÍ MINHTRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ LỚP L05

Giảng viên hướng dẫn: Nguyễn Văn Thạnh

Sinh viên thực hiện Mã số sinh viên

Thành phố Hồ Chí Minh – 2024

``

CHƯƠNG 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG

Hiệu suất truyền động của hệ thống: kn br2 x ol4

Tra bảng 3.3 tài liệu số (I) ta có:

1 1

P P

x ol III II

ol II I

ol br I dc

0,99 0,96P

0,99 0,96P

II III

III IV x

vòng phút n

u n

u n

n

phút u

1000.30 1000.30.7,34

72, 259( ).970

1000.30 1000.30.6,97

262,807( ).253, 26

1000.30 1000.30.6, 63

652, 43( ).97,04

10

dc dc

dc I I

I II II

II III III

III IV

P

n P

n P

n P

n T

IV IV

P

Nm n

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VÀ KIỀM NGHIỆM BỘ TRUYỀN XÍCH Thông số ban đầu

Công suất: PIII 6,63 kW 

Ti số truyền: ux 2, 425

Số vòng quay: nIII 97,04 (vòng/ phút)

Moment xoắn: TIII 652430 Nmm 

Tính toán thiết kế

Chọn loại xích: Bộ truyền xích ống con lăn

Xác định các thông số của xích và bộ truyền:

Với ux 2, 425, số răng đĩa nhỏ z129 u x 2 24,15

 

III 01 z

1 1 01 n III

P 6,63 kW

z 25 25

1

z z 25n

0,515n

1, 2.1.1.1.1.1, 45 1,74

K K K K K K K  

Hệ số tải trọng động: Kr = 1,2; do tải va đập nhẹ

Hệ số chiều dài xích: Ka = 1; bằng cách chọn sơ bộ a = 40pc

Hệ số cách bố trí bộ truyền: Ko = 1; do bộ truyền được đặt theo phương ngang

Hệ số điều chỉnh lực căng xích: Kdc = 1; do trục của bộ truyền điều chỉnh được

Hệ số chế độ bôi trơn: Kb = 1; do sử dụng bôi trơn nhỏ giọt

Hệ số chế độ làm việc: Klv = 1,45; do làm việc 3 ca

⇨

6, 63.1.0,515.1, 74

5,94 1

Dựa theo bảng với n01 = 50 vòng/phút, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích

pc=38,1mm thỏa mãn điều kiện bền mòn: Pt< [P] = 10,5 kW

Suy ra chọn a = 1522 mm sau khi giảm bớt a(0,0020, 004)a3, 056,1mm

Kiểm nghiệm số lần va đập xích trong 1s:

Lực căng sinh ra do ly tâm: Fv q vm 2 5,5 1,54 2 13,04 N 

Lực căng ban đầu: F0 K aq g 6 1,527 5,5 9,81 494,3 Nf m       

Vậy s[ ]s nên bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

Các kích thước của đĩa xích:

Đường kính vòng chia của đĩa xích:

1 2

2

38,1

304 mm sin

sin

25 38,1

740,1 mm sin

z p d

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích da1320,64 mm da 2 758,18 mm

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VÀ KIỂM NGHIỆM BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ NGHIÊNG HAI CẤP KHAI TRIỂN

3.1 Bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Thông số ban đầu:

Công suất: PI = 7,34 kW

Tỉ số truyền: uI = 3,83

Số vòng quay trục dẫn: nI = 970 vòng/phút

Số vòng quay trục bị dẫn: nII = 253,26 vòng/phút

Moment xoắn: TI = 72259 (Nmm); TII = 262807 (Nmm)

Thời gian làm việc Lh= 4.187.3.8 = 17952 giờ

Quay một chiều, tải va đập nhẹ, làm việc 3 ca, 1 ca làm việc 8 giờ

1 Chọn vật liệu: thép C45 tôi cải thiện, độ cứng các bánh răng: HB1250; HB2 228

2 Số chu kỳ làm việc cơ sở:

3 i

Giới hạn mỏi tiếp xúc:

 

 

0Hlim1 1 0Hlim2 2

H1 HL2 H2 0Hlim2

FL1 F1 0 Flim1

F1 FL2 F2 0 Flim2

H1 HL2 H2 0Hlim2

FL1 F1 0 Flim1

F1 FL2 F2 0 Flim2

3 Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:

[σH]min = [σH2] = 430,4 MpaSuy ra thỏa mãn điều kiện

Vì các bánh răng bố trí không đối xứng trên trục  Chọn ba 0, 4theo tiêu chuẩn

Chọn mn=2 mm theo tiêu chuẩn

7 Điều kiện góc nghiêng răng của bánh răng: 8   20

Tỉ số truyền thực tế:

2 1

2 2

1

2 T 2 72, 259.10 cos(15)

66, 25 2 07 1 d

Với ZM = 275 (MPa)1/2 do cặp bánh răng đều bằng thép

1 11,88 3, 2 cos 15 1,7

Ta thấy H1[H] 448,72 MPa Thỏa điều kiện về ứng suất tiếp xúc

Theo tài liệu [1] trang 105 ta có công thức hệ số dạng răng theo số răng tương đương Y F :

35,5cos 15

136,5cos 1

1523

v v v

z z

84

13, 23

5,5

13 ,, 47 3,5

F F

⇨ Thỏa điều kiện về ứng suất uốn

Thông số bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Thông số ban đầu:

Công suất: PII = 6,97 kW

Tỉ số truyền: uII = 2,61

Số vòng quay trục dẫn: nII = 253,26 vòng/phút

Số vòng quay trục bị dẫn: nIII = 97,04 vòng/phút

Moment xoắn: TII = 262807 (Nmm); TIII = 652430 (Nmm)

Thời gian làm việc Lh= 4.187.3.8 = 17952 giờ

Quay một chiều, tải va đập nhẹ, làm việc 3 ca, 1 ca làm việc 8 giờ

3 Chọn vật liệu: thép C45 tôi cải thiện, độ cứng các bánh răng: HB1250;HB2 228

4 Số chu kỳ làm việc cơ sở:

m i

H1 HL2 H2 0Hlim2

F1 FL2 F2 0 Flim2

F2

0,9 K 0,9 1

450 231, 4 MPa

s 1, 750,9 K 0,9 1

Giới hạn mỏi tiếp xúc:

 

 

0Hlim1 1 0Hlim2 2

H1 HL2 H2 0Hlim2

F1 FL2 F2 0 Flim2

F2

0,9 K 0,9 1

450 231, 4 MPa

s 1, 750,9 K 0,9 1

[σH]min = [σH2] = 430,4 MpaSuy ra thỏa mãn điều kiện

Vì các bánh răng bố trí không đối xứng trên trục  Chọn ba 0, 4theo tiêu chuẩn

II I

Chọn mn2=2 mm theo tiêu chuẩn

10 Điều kiện góc nghiêng răng của bánh răng: 8   20

w2 3

4

2

2 4 2

4 3 b

3 t3

0

1 11,88 3, 2 cos

Để chuyển động liên tục thì trước khi một đôi răng ăn khớp, đôi tiếp theo phải vào khớp, nghĩa là ít nhất trên vùng ăn khớp có 1 đôi răng ăn khớp Muốn như thế thì   1 Vậy

Ta thấy H3 [H] 448,72 MPa Thỏa điều kiện về ứng suất tiếp xúc

Theo tài liệu [1] trang 105 ta có công thức hệ số dạng răng theo số răng tương đương Y F :

58,3cos 12,9

152, 2cos 12

141,9

v v v

z z

1 2

⇨ Thỏa điều kiện về ứng suất uốn

Thông số bộ truyền bánh răng cấp chậm

Điều kiện bôi trơn hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp:

Mức dầu thấp nhất ngập 0.75 2  chiều cao răng h h 2 2 2.25m của bánh răng 2 (nhưng ít nhất 10 mm )

Khoảng cảch giữa 2 mức dầu thấp nhất và mức dầu cao nhất:

max min

h  h 10 15 mm

Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/ 3 bán kính bánh răng 4 d / 6 a 4 

Đối với hộp giảm tốc ta đang khảo sát ta có:

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền

Theo bảng 10.1 [2], ta chọn: σ b=605(MPa);σch=430 (MPa) cho ba trục

Từ bảng 10.2 [2], với nguyên nhân sinh ra tập trung ứng suất là chi tiết lắp lên trục với độdôi không lớn, ta có ứng suất uốn cho phép ứng với đường kính trục là:

Đường kính trục d, mm Úng suất uốn cho phép [ σ ]

1

3 3

2

3 3

II II

III III

Trục II: d2=45 mm, tại vị trí có lắp ổ lăn

Trục III: d3=52 mm, tại vị trí có lắp bộ truyền xích

Chiều dài mayo nữa khớp nối trên trục I

l m 11=(1,4 … 2,5)×d1=(1,4 … 2,5)× 25=35 … 62,5⇒ Chọn l m 11=40 mm

Chiều dài mayo bánh răng trụ răng nghiêng 1 ở trục I

l m 12=(1,2 … 1,5)× d1=(1,2….1,5)× 25=30 … 37,5 ⇒Chon l m13=35 mm

Momen truyền qua nối trục TI = 72, 259Nm

Theo phụ lục 11.5 [3] ta chọn nối trục đàn hồi có:

Lực nối trục:

3 0

2 2.72, 259.10

84

I nt

∑M B=0⇔−F nt ⋅80−F t 1 65+R Dx ⋅205=0

⇔{ R Bx=960,7 ( N ) RDy=802,3 ( N )

Suy ra: tiết diện nguy hiểm nhất trục I nằm tại điểm C.

Với   70MPa, đường kính tối thiểu tại các tiết diện:

32 68362

21,5 mm70

32 135010

26,98 mm70

0 mm

t

A B C D

M d

d

d

d d

Từ các kết quả trên ta thấy các đường kính chọn sơ bộ đều thỏa điều kiện của dmin

và [𝜎] Theo cơ cấu, ta có bảng các giá trị đường kính trục I:

M

52, 2 MPa2

41176 11

3

2322.30 8.4( 0 4)

72

a

7,31 MP2W d bt d t .30 8.4(30 4)

2

259

C C

Giới hạn mỏi của vật liệu: 10, 4 0,5 b 0, 4 0,5 600 240 300 MPa     

F 4624 N Fr31726,6 N  F a3  1059( )N

Moment uốn tương đương: M td  M x2M y 0, 752 T2

Suy ra: tiết diện nguy hiểm nhất trục I nằm tại điểm C.

Với   70MPa, đường kính tối thiểu tại các tiết diện:

32.344629

36,87 mm.70

0 mm

t A

B C D

M d

d d

d d

Từ các kết quả trên ta thấy các đường kính chọn sơ bộ đều thỏa điều kiện của dmin

và [𝜎] Theo cơ cấu, ta có bảng các giá trị đường kính trục II:

72

68533

254

t d td

2

40

54

C C

   

3 0

140

0, 0175.10,87 0,81 1

Tính toán chọn then tại B

Moment tương đương tại B:

31083

192

t d td

2

48

53

B B

Trục được mài và không có yêu cầu đặc biệt về độ chính xác, chọn  1.

Đối với thép C45, chọn Ψ 0,025 và ΨT 0,0175

Hệ số an toàn cho ứng suất uốn và xoắn:

1 a

140

0, 0175.12, 77 0,81 1

 

 

4 4

0 137,5 205 0

205 635800

46241522,53101,5

Vẽ biểu đồ momen trục III

Moment uốn tương đương: M td  M x2M y 0, 752 T2

Suy ra: tiết diện nguy hiểm nhất trục I nằm tại điểm B.

Với   70MPa, đường kính tối thiểu tại các tiết diện:

48,37 mm.70

32.751141

47,8 mm.70

32.565020

43, 48 mm.70

t A

B C D

M d

d d

B B

CHƯƠNG 5: THIẾT KẾ Ổ LĂN VÀ CHỌN KHỚP NỐI

a rD

F

Ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy Với kết cấu ổ đã biết và đường kính ngõng trục đã tính phía trên d

= 30 mm ta chọn ổ cỡ nhẹ mã 206 với khả năng tải trọng động C 15,3 (kN), khả năngtải trọng tĩnh C 0 10, 2(kN), m 3 đối với ổ bi

3 Tỉ số 0

494, 4

0, 04 10200

a

F

C    Chọn e 0, 26

Tỉ số

494, 4

0,3 1.1643,5

a rC

F

Ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy Với kết cấu ổ đã biết và đường kính ngõng trục đã tính phía trên

CHƯƠNG 6 LỰA CHỌN CÁC CHI TIẾT VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP

6.1 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc

6.1.1 Yêu cầu

- Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ

- Vật liệu làm vỏ là gang xám (GX15), chế tạo bằng phương pháp đúc

- Hộp giảm tốc bao gồm: thân hộp, nắp hộp, gân, mặt bích,…

- Bề mặt ghép giữa nắp và thân được cạo sạch hoặc mài để lắp sít, khi lắp có một

lớp sơn mỏng hoặc sơn đặc biệt

- Chọn bề mặt ghép nắp và thân: song song mặt đế

- Mặt đáy về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 1-20 và ngay tại chỗ tháo dầu lõm

xuống

6.1.2 Chiều dày và các kích thước vỏ hộp

Bảng 6.1 Chiều dày và kích thước vỏ hộp

Chiều dày gân, e e 0,8 1     7, 2 9   chọn e 8 mm

Chiều cao gân, h h 5    5.9 45 mm  , chọn h 45 mm

và thân, d3 d3 0,8 0,9 d   2 11, 2 12,6  

Chọn d3 12 mmChọn bulong M12

Chọn d4 9 mm, và chọn vít M9Vit ghép nắp cửa

thăm, d5 d5 0,5 0,6  d2 7 8, 4  

chọn d5 8 mm và chọn vít M8Kích

bánh răng với nhau 2

Δ   9, lấy Δ2 10 mm

6.2 Các chi tiết phụ

6.2.1 Que thăm dầu

Để kiểm tra mức dầu trong HGT, ta dùng que thăm dầu

Các kích thước của que thăm dầu tham khảo [1] Ta chọn que thăm dầu M16x1,5

Hình 6.1: Que thăm dầu

6.2.2 Nút tháo dầu

Để tháo dầu, ta dùng nút tháo dầu với vít có ren trụ tròn và với đầu lục giác ngoài Các

kích thước của nút tháo dầu tham khảo [1] Ta chọn nút tháo dầu M30x1,5

Hình 6.2: Nút tháo dầu

6.2.3 Cửa thăm

Cửa thăm được dùng để kiểm tra lắp ráp và quan sát bên trong HGT khi vận hành Các

kích thước của cửa thăm tham khảo [1]

Hình 6.3: Cửa thăm

6.2.4 Nút thông hơi cửa thăm

Khi làm việc trong thời gian dài, do ma sát khi làm việc giữa các bề mặt tiếp xúc và do khuấy dầu, nhiệt độ trong dầu và không khí nóng lên và khi đó áp suất bên trong HGT tăng lên Điều này dẫn đến xì dầu bơi trơn tại các vị trí tiếp giáp giữa phớt chặn dầu và mặt ghép Để tránh hiện tượng đó ta lắp nút thông hơi trên cửa thăm Các kích thước của

nút thông hơi tham khảo [1] Ta chọn nút thông hơi gồm 2 chi tiết ghép M27x2

Vòng phớt được dùng khá rộng rãi do có kết cấu đơn giản, thay thế dễ dàng Tuy nhiên

có nhược điểm là chóng mòn và ma sát lớn khi bề mặt trục có độ nhám

Bảng dung sai lắp ghép ổ lăn:

Mối lắp và dung sai Sai lệch trên Sai lệch dưới

TÀI LIU THAM KHẢO

[1] Thiết Kế Máy và Chi Tiết Máy

[2] Giáo trình cơ sở thiết kế máy

[3] Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1

[4] Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 2