Thiết kế truyền Động cơ khí Đề tài thiết kế tính toán thiết kế hệ thống dẫn Động cơ khí

Thiết kế bộ truyền bánh răng Hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh...11 1... + Trục truyền từ bộ truyền cấp chậm sang tang quấn cáp: trục III*Tính toán các thông số cần thiết trên trục động cơ

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA Độc lập – Tự do – Hạnh phúc

PBL1

PBL1 THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

Giảng viên hướng dẫn: PGS TS Nguyễn Văn Yến

Sinh viên thực hiện: Phan Văn Định Lớp sinh hoạt:22KTOTO2 Lớp học phần:22.20C

ĐÀ NẴNG, THÁNG 05 NĂM 2024

Đầu đề PBL1

LỜI MỞ ĐẦU

PBL là một trong những nội dung quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư ngành Kỹ thuật Cơ khí – CN Cơ khí Động lực của trường Đại học Bách Khoa – Đại học Đà Nẵng Nhằm giúp cho sinh viên có được những cái nhìn tổng quan hơn về quá trình tình toán thiết kế ra những máy móc và thiết bị phục vụ trong ngành Hơn nữa,

nó còn giúp cho sinh viên hệ thống lại những gì đã học và áp dụng vào trong quá trình tính toán thiết kế máy.

Được sự hướng dẫn tận tình của thầy PGS.TS Nguyễn Văn Yến, em đã hoàn

thành đề tài thiết kế “Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí”.

Đồ án được thực hiện trong khoảng thời gian ngắn Và đây chỉ là những bước đầu đi vào thực tế, tìm hiểu về lĩnh vực cơ khí chế tạo, kiến thức của em còn hạn chế

và còn nhiều bỡ ngỡ Do vậy, không tránh khỏi những thiếu, em mong nhận được những ý kiến đóng góp quý báu của quý Thầy Cô và các bạn học cùng lớp để kiến thức của em trong lĩnh vực này được hoàn thiện hơn.

Em xin chân thành cảm ơn !

Sinh viên thực hiện

Mục lục

I Chọn động cơ điện và xác định tỷ số truyền 6

1 Chọn động cơ điện 6

2 Phân phối tỷ số truyền 6

II Thiết kế các bộ truyền ngoài (Thiết kế bộ truyền đai thang) 8

1 Chọn loại đai 8

2 Định đường kính bánh đai nhỏ 8

3 Định đường kính bánh đai lớn 8

4 Chọn sơ bộ khoảng cách trục A theo bảng 5 – 16 tài liệu [1] 8

5 Tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục A sơ bộ (Công thức 5 – 1 tài liệu [1]) 8

6 Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài đai đã lấy theo tiêu chuẩn (Công thức 5 – 2 tài liệu [1]) 9

7 Tính góc ôm (công thức 5 – 3 tài liệu [1]) 9

8 Xác định số đai z cần thiết 9

9 Định các kích thước chủ yếu của bánh đai 9

10 Tính lực căng ban đầu S0 và lực tác dụng lên trục R 10

III Thiết kế bộ truyền bánh răng (Hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh) 11

1 Bộ truyền cấp chậm – Cặp bánh răng trụ răng nghiêng 11

2 Bộ truyền cấp nhanh – Bánh răng trụ răng nghiêng 17

3 Kiểm tra bôi trơn ngâm dầu 23

IV Tính toán thiết kế trục 24

1 Tính đường kính sơ bộ của các trục: 24

2 Tính gần đúng trục 25

3 Tính chính xác trục 36

4 Tính then 42

V Thiết kế gối đỡ trục 45

1 Trục I 45

2 Trục II 46

3 Trục III 47

VI Cấu tạo vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết máy khác 48

1 Vỏ hộp 48

2 Cấu tạo của bánh răng: 49

3 Chốt định vị 50

4 Cửa thăm 50

5 Vòng móc 51

6 Nút thông hơi 51

7 Nút tháo dầu 52

8 Que thăm dầu 53

9 Vòng phớt 53

10 Vòng chắn dầu 53

VII Dung sai lắp ghép 54

I Chọn động cơ điện và xác định tỷ số truyền

1.3 Số vòng quay động cơ

n sb ≈ n dc

n sb =n tag ∗u nh ∗u ch

Tra bảng 2.2 giáo trình Thiết kế chi tiết máy( Nguyễn Trọng Hiệp- Nguyễn Văn Lẫm)

ta có:

-Tỉ số truyền: truyền động đai thang: u đ = 3

-Tỉ số truyền: truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp: u h = u nh u ch = 8 ÷ 40

Ta chọn u h = u nh u ch = 8, thay vào công thức:

+ Trục truyền từ bộ truyền cấp chậm sang tang quấn cáp: trục III

*Tính toán các thông số cần thiết trên trục động cơ, trục I, trục II, trục III và trục tag.

Xác định các thông số trên trục: Ta có :

Bảng số liệu:

Trục Thông số

II Thiết kế các bộ truyền ngoài (Thiết kế bộ truyền đai thang)

Lấy theo tiêu chuẩn, mm (bảng 5 – 12 tài liệu [1]) L = 1700

6.Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài đai đã lấy theo tiêu chuẩn (Công thức 5 – 2 tài liệu [1])

A=414mm

Khoảng cách trục A thỏa mãn điều kiện 5 – 9 tài liệu [1].

Khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai:

8.Xác định số đai z cần thiết

v∗[σp]∗Ct∗Cα∗Cv∗F=

1000 ∗5.5 9.8∗1.7∗0.9∗0.89∗1∗81=5.1

Lấy số Z=5

1 Định các kích thước chủ yếu của bánh đai

Chiều rộng bánh đai (công thức 5 – 23 tài liệu [1])

III Thiết kế bộ truyền bánh răng (Hộp giảm tốc đồng trục)

1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM (BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG)

1.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:

Do bộ truyền có tải trọng và va đậ;p nhẹ nên ta chọn vật liệu như sau:

Bánh nhỏ: Thép C45 tôi cải thiện

σb3= 850 N/mm2

σch3 = 580 N/mm2

HB3 = 245

(Giả thiết đường kính phôi dưới 100mm).

Bánh lớn: Thép 35 tôi cải thiện.

σb4= 750 N/mm2

σch4= 450 N/mm2

HB4 = 230

(Giả thiết đường kính phôi 300 – 500mm).

1.2 Xác định giá trị ứng suất cho phép:

-Tính [σF] theo công thức σFlim SF ∗YR∗YS∗YXF

Bánh răng lắp đối xứng lấy ψa=0.3

Tra bản 9.3, với ψd=ψa*(u+1)/2=0.58, lấy KHβ=1.03 ta có:

aw=43∗(2.83+1)1∗ 3

√ 232642∗1.03 0.3 ∗2.83 1

∗470.8 2=178.5(mm) Lấy aw=180mm

Thõa điều kiện 8≤β ≤ 20

Góc ăn khớp cosα tw=(z1+z2)∗m∗cosα

2∗aw

=(31+87)*2*cos20/(2*160)=0.924

α tw=22.48˚

Tỉ số truyền sau khi chọn số răng

z M : Hệ số kể đến cơ tính cảu vật liệu bánh răng

Do cặp bánh răng đều bằng thép nên z

M =247 MPa

1 3

z H là hệ số xét đến hình dạng cảu bề mặt tiếp xúc

δ H −hệ số kể đến ảnh hưởng cảu các sai số ăn khớp δ H= ¿0.002

g0−hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh1 và 2 g0 =73

V=π ∗d w 1 ∗n1

60000 =π∗94∗172

60000 =0.85(m

s)

Chọn cấp chính xác gia công bánh răng:

Theo bản 6.13 tài lệu [II] ta thấy v=0.85 m/s nhỏ hớn 4 m/s vậy nên ta chọn cấp chính xác cần thiết là 9

Dễ dàng thấy được σ H ≤ [σ H¿ thõa điều kiện tiếp xúc.

Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất uốn:

Y β=1− β

140 =1−10.48

140 =0.93−hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Y F 1 ,Y F 2 là hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc và số răng tương đương

Tra bản 6.18 tài liệu [II] suy ra Y F 3=3.8 Y F 4=3.61

K F −hệ số tải trọng khi tính về uốn K F =K Fβ ∗K Fα ∗K Fv

K Fβ −hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng khi tính về uốn K Fβ=1.08

K Fα −hệ số kể đến sự phân bố không dều tải

trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn K Fα=1.37

K Fv −hệ số kể đếntải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp khi

tính về uốn

K Fv=1+ v F ∗b w ∗d w 1

2∗T 2∗K Fβ ∗K Fα

=1+ 2.97∗54∗942∗232642∗1.08∗1.37=1.02

Thõa mãn điều kiện ứng suất uốn.

Ta tính ứng suất uốn trên bánh bị động

σ F2=σ F1∗Y F 2

Y F 1 =69.47∗3.6

3.7 =91.39≤[σ F2]=231.8 MPa

Thõa mãn điều kiện ứng suất uốn.

Kiểm nghiệm răng về quá tải.

σ Fmax =σ F∗√k qt= ¿96.2*√2.1=139.41 MPa≤[σ F ]max

1.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:

Do bộ truyền có tải trọng và va đậ;p nhẹ nên ta chọn vật liệu như sau:

Bánh nhỏ: Thép C45 tôi cải thiện

σb1= 850 N/mm2

σch1 = 580 N/mm2

HB1 = 245

(Giả thiết đường kính phôi dưới 100mm).

Bánh lớn: Thép 35 tôi cải thiện.

σb2= 750 N/mm2

σch2= 450 N/mm2

HB2 = 230

(Giả thiết đường kính phôi 300 – 500mm).

3 Xác định giá trị ứng suất cho phép:

-Tính [σF] theo công thức σFlim SF ∗YR∗YS∗YXF

-Tính khoảng cách trục theo công thức 9-6:

Vì hộp giảm tốc đồng truc nên khoảng cách trục của bộ ruyền câp nhanh lấy bằng cấp chậm

Bánh răng lắp đối xứng lấy ψa=0.3

Tra bản 9.3, với ψd=ψa*(u+1)/2=0.58, lấy KHβ=1.03 ta có:

Thõa điều kiện 8≤β ≤ 20

Góc ăn khớp cosα tw=(z1+z2)∗m∗cosα

a w=m∗(z1+z2)

2∗cosβ =

3 ∗(31+87) 2∗cos10.48=180.0027 mm

Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng

z M : Hệ số kể đến cơ tính cảu vật liệu bánh răng

Do cặp bánh răng đều bằng thép nên z

M =247 MPa

1 3

Trong đó tra bản 6.15 và 6.16 tài liệu [II] ta có:

δ H −hệ số kể đến ảnh hưởng cảu các sai số ăn khớp δ H= ¿0.002

g0−hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh1 và 2 g0=73

V=π ∗d w 1 ∗n1

60000 =π∗94∗487

60000 =2.4(m

s )

Chọn cấp chính xác gia công bánh răng:

Theo bản 6.13 tài lệu [II] ta thấy v=0.85 m/s nhỏ hớn 4 m/s vậy nên ta chọn cấp chính xác cần thiết là 9

Kiểm nghiệm lại ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ H¿ = ¿ 470.8MPa Trong đó

Dễ dàng thấy được σ H ≤ [σ H¿ thõa điều kiện tiếp xúc.

Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất uốn:

Y β=1− β

140 =1−10.48

140 =0.93−hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Y F 1 ,Y F 2 là hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc và số răng tương đương

Tra bản 6.18 tài liệu [II] suy ra Y F 3=3.8 Y F 4=3.61

K F −hệ số tải trọng khi tính về uốn K F =K Fβ ∗K Fα ∗K Fv

K Fβ −hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng khi tính về uốn K Fβ=1.08

K Fα −hệ số kể đến sự phân bố không dều tải

trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn K Fα=1.37

K Fv −hệ số kể đếntải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp khi

tính về uốn

K Fv=1+ v F ∗b w ∗d w 1

2∗T 2∗K Fβ ∗K Fα

=1+ 8.38∗54∗942∗85695∗1.08∗1.37=1.17

Thõa mãn điều kiện ứng suất uốn.

Ta tính ứng suất uốn trên bánh bị động

σ F2=σ F1∗Y F 2

Y F 1 =69.47∗3.6

3.7 =38.57 ≤[σ F2]=231.8 MPa

Thõa mãn điều kiện ứng suất uốn.

Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Đồng thời để đề phòng biến dang dư hoặc phá hỏng tỉnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại σ Fmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

σ Fmax =σ F∗√k qt= ¿40.6*√2.1=58.84 MPa≤[σF ]max

3 Kiểm nghiệm về điều kiện bôi trơn

Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát

nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị hen gỉ cần phải bôi trơn liên tục

các bộ truyền trong hộp giảm tốc.

Hộp giảm tốc bộ truyền bánh răng Do vận tốc nhỏ nên ta chọn phương

pháp ngâm các bộ truyền bánh răng trong dầu phải đảm bảo mức dầu

thấp nhất phải ngập chân răng của bánh răng lớn của bộ truyền cấp nhanh đồng thời không ngập quá 1/3 bánh răng lớn của bộ truyền cấp chậm.

H2=10 mm

H max=1

2∗d a 2 =0.5∗242.96=121.48 mm

H mim =121.48−10=111.48 mm

IV Tính toán thiết kế trục

Ta chọn ổ lăn theo bảng 10.2 trang 189, ta có các chiều rộng của ổ lăn lần lượt là b1= 19 mm ; b2 = 23 mm ; b3 = 27 mm.

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

K1=10 mm : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong cảuhộp hoặc khoảng cách giữa các chi thiết quay.

K2=10 mm : khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

K3=10 mm : khoảng cách từ mặt mút cảu chi tiết quay đến nắp ổ.

H n =15 mm : chiều cao nắp ổ và đầu bu long.

Chiều dài mayo bánh răng:

Xác định momen tương đương tại các tiết diện

Momen tương đương tại các tiết diện trục 1 là:

Đường kính tại các tiết diện:

d A=√3 M tdA

0.1∗[σ ]=

3

√105467.31 0.1 ∗67 >25.06 mm

Xác định momen tương đương tại các tiết diện

Momen tương đương tại các tiết diện trục II là:

d B=√3 M tdB

0.1∗[σ ]=

3

√264491.08 0.1 ∗61 >35.13 mm

Xác định momen tương đương tại các tiết diện

Momen tương đương tại các tiết diện trục III là:

d A =d C =d D=√3 M tdA

0.1∗[σ ]=

3

√542330.22 0.1 ∗55 >46.2mm

Tính kiểm nghiệm độ bền mỏi của then:

Then chọn phải thõa mãn điều kiện cắt và đập theo công thức 9.1,9.2 trang 137[1]

Kiểm nghiệm trục về độ bền mõi:

Với thép c45 tôi cải thiện σ b =850 MPa:

Không dung các phương pháp tăng bề mặt nên K y=1

Ta dung dap pkay ngón để gia công rãnh then nên từ bẳng 10.12 trang 199

II B2 40 2.47 2.51 6099 12382 26.78 18.18 41.34 28.1 9.39 0.85 0.78 5.34 8.94 4.58 C2 35 2.38 2.42 4081 8290 68.64 27.13 83.18 72.12 14.03 0.88 0.81 2.16 6.2 2.04 D2 40 2.47 2.51 6099 12382 0 18.18 31.4 0 9.39 0.85 0.78 8.94 A3 55 2.58 2.57 15985 32318 0 18.82 32.6 0 9.69 0.81 0.76 8.43 III B3 60 2.75 2.68 20784 41990 10.32 14.5 27.15 9.49 7.46 0.76 0.73 14.2 10.55 8.47 C3 55 2.58 2.57 15985 32318 0 18.82 32.6 0 9.69 0.81 0.76 8.43 D3 50 2.58 2.57 11962 24234 0 25.1 43.18 0 12.92 0.81 0.76 6.32

Bản trên thõa mãn với các điều kiện trên .

Hệ số e theo bảng 11.4 trang 216

F a

C0= 335

18.17∗10 3 =0.018= ¿chọn e=0.3

Hệ số X,Y (chọn V=1 ứng với vòng trong quay)

Lực dọc trục tác dụng vào ổ A, D do lực hướng tâm gay ra

Vì C d <C=25.6 KN nên ổ đảm bảo khả năng tải động

Kiểm tra tải tĩnh

Hệ số X,Y (chọn V=1 ứng với vòng trong quay)

Lực dọc trục tác dụng vào ổ A, D do lực hướng tâm gay ra

F taA

V ∗F RA= −

310.47 1∗2748.63=−0.11<e ,chọn X=1,Y =0

Tải trọng quy ước : công thức 11.3 trang 214.

Vì C d <C=45.4 KN nên ổ đảm bảo khả năng tải động

Kiểm tra tải tĩnh

Hệ số X,Y (chọn V=1 ứng với vòng trong quay)

Lực dọc trục tác dụng vào ổ A, D do lực hướng tâm gay ra

F ta 2

V ∗F RA=

1944.8 1∗3043.52=0.64>e ,chọn X=0.45 ,Y =1.62

Tải trọng quy ước : công thức 11.3 trang 214.

Vì C d <C=34.9 KN nên ổ đảm bảo khả năng tải động

Kiểm tra tải tĩnh

Chỉ tiêu cơ bản cảu hộp giảm tốc là khối lượng nhỏ, độ cứng cao.

Mặt đáy HGT nghiêng về lổ tháo dầu với độ dốc khoảng 1˚

Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thước cơ bản như sau:

Tên gọi Số liệu

Các kích thước được lấy theo bản sau:

c Que thăm dầu

Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu, que thăm dầu có kết cấu và kích thước như hình vẽ

d Cửa thăm

Để kiểm tra và quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm, cửa thăm được đậy bằng nắp,

và trên nắp có lỗ thông hơi.

Kích thước được cho theo bản sau:

Các kích thước được lấy theo bản sau:

es (μm)

ei (μm)

Độ dôi

Độ hở

Nắp cửa

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] Nguyễn Trọng Hiệp – Nguyễn Văn Lãm – Thiết kế chi tiết máy – NXBGiáo Dục

[2] Võ Tuyển – Lý Thanh Hùng – Giáo trình Dung sai lắp ghép vẽ kỹ thuật đolường

[3] Nguyễn Hữu Lộc - Cơ sở thiết kế máy - Nhà xuất bản đại học quốc gia TP.HCM