Đồ án thiết kế chi tiết máy tên Đề tài thiết kế hệ thống truyền Động cơ khí

Kae = 1,25 — hệ số kế đến ảnh hưởng của điều chỉnh lực căng đĩa xích,trục không điều chỉnh được.. Chọn bộ truyền một dãy có bước... Thỏa mãn điều kiện sô lần va đập của xích Kiếm nghiệm

NGUYEN TAT THANH UNIVERSITY

DO AN THIET KE CHI TIET MAY

Tén dé tai:

THIET KE HE THONG TRUYEN DONG CO KHI

TP Hồ Chí Minh, ngày tháng năm

MUC LUC

MU 2 năm 1 G6 Li8ur ban CC (ii 2

CHƯƠNG I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC - 2-55 E2 1211211211212 teerree 3

1.Hệ số ChUng: c1 1121111211211 11211 1911111115111 11 11g11 111k 1H KH HH KH KH kh 3

2.Công suất cần thiết của động cơ: - 5 S1 1EE21 112112111 1212111 ng nh Hee 3

3.Chọn động cơ thựcC: Q2 012111221122 11 115151111 t1 511115 1k1 ch 3 4.Công suất thực của động CƠ: L0 Q01 1 1 nh n1 1111 5111k kcHckrngrnrờ 3

5.Công suất trên các trục I II [ÏÏ: ¿+ s52 2E£E2E121EE15111111111111.T111.1.E E1 EEEEknrrre 3

6.Số vòng quay trên các trục I II ÏI:, s- + St E11 2E22E12E1 1127121711111 12211 EE1EErrk, 3

rã ¡nen ằằ Ea 4

Bảng phân phối tỉ số truyền của hệ thống: - ST E121 1 12t 1 ru 4

CHƯƠNG II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI HỘP GIẢM TÓC c2c 25c se 5

1.Tính toán bộ truyền đai: - S1 1 1 2111121121111 1 1211 1 2n HH nga 5

2.Tính bộ truyền 1 1 8

3.Tính bộ truyền bánh răng: 56 S1 1 1112112121111 11111 1211p ng HH re 11

CHƯƠNG III: HOP GIAM TỐC 2-5 222 E1 E11211211221121122128 E1.E 1E1eerre 17

IS Ằ&Ằ&šä£š 17 2.Kiém IT34011ìn))RFÃaaddidầdiaiaddiaiidaddddẢÝŸẢÔẢẢẢ 20

CHƯƠNG VI: TÍNH TOÁN Ô LĂN - 5c 5c E1 121122112122112 112.11 re 28

| TTỤC Ì: Q QQQ Q20 0000001 nn HH TT kg TT 11 C1 cv 9 4 28 DTIC 22 29

Chương V: Tính toán thiết kế vỏ hộp giảm tỐc - 5c SE SE E11 1212 1x tre 32

1 ThiẾt lKỂ 5 1 2S 1 122112122212112112112 2112121212121 1 11111 cg re 32

;y ¡0 cece c cece cccccceseccccvessesecceeeeessscecessssessevsestsseceeeessssceesnssseseeeesstessntensssnsssaaees 32

CHƯƠNG VI: BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC VÀ Ô LĂN 5c c2 2 ngờ 34

4 Số liệu ban đầu:

- Công suât của thùng trộn: P3 (KW)

- Số vòng quay của thùng trộn: n3 (vòng/phút)

- Thời gian phục vụ: L = § năm

- Quay l chiều, làm việc 2 ca, tải trọng tinh (1 năm làm việc 300 ngày, l

ca làm việc § giờ)

- Động cơ có số vòng quay: nạ = 1420 (vòng/phút)

- Hiệu suất:

o Hiệu suất bộ truyền đai thang nd = 0,95

o Hiệu suất cặp bánh răng trụ răng thăng rbr = 0,96

o Hiệu suất cặp ô lăn nol = 0,99

o Hiệu suất bộ truyền xích nx = 0,95

- Banh rang tinh theo tiéu chuan ISO, chon vat ligu ENC60, các hệ số

KA = 1; KHv = 1; KHB = 1,2; KHo = 1 khi nhap trong phan mém Autodesk Inventor Professional

- Bộ truyền đai tinh theo tiéu chuan DIN 2215, chọn trước d1 = _180 mm, khoảng cách trục (a = đ2), chiều đài đai, loại đai DIN Các hệ số PRB = 3,8 kW, kl = 1,2

- Chon xich theo tiéu chuan ISO 606:2004 (EU)

2

CHUONG I: TINH TOAN DONG HOC

Pac > Pa (6,56 > 6,55) => Dong co théa điều khiện

Công suất trên truc III:

UY

CHUONG II: THIET KE BO TRUYEN NGOAI HOP GIAM TOC

Các thông số làm việc bộ truyền đai:

- - Công suất trên trục dẫn: Pa = 6,53 (kW)

- _ Sô vòng quay trên trục dân: nạ.= 1420 (v/p)

- Tỷ số truyền của bộ truyền đai: uạ= 3

Điều kiện làm việc:

- Tai trong tinh

- Lam viéc 2 ca

- Héthéng quya mét chiéu

- | nam lam viéc 300 ngày

- Ilcalam viéc 8 giờ

Bộ truyền đâi tiêu chuẩn DIN 2215, chon trude di= 180 mm, khoang

cách trục ( a = d›), chiều đài đai, loại đai DIN Các hệ số PRB = 3,8kW,

Chon dai thuong

Chon hệ số trượt tương đối e =0,01

Đường kính bánh đai lớn không thỏa điều kiện

Đường kính bánh đai lớn phải tự chế tạo d;= 540 (mm)

Tính lại tỉ số truyền thực tế:

=3,14

— d, _ 540

Ue d,.(1—e) 180.(1—0,01)

Tính lại sai lệch tỉ 36 truyén:

Au = oly Ua Te 100% =23,03-3V% 100% = 1% <4%

Đường kính bánh đai lớn thỏa điều kiện

Khoảng cách trục nhở nhất xác định theo công thức:

+ Pạ là công suất trên banh dan: 6,53 (kW)

+ [Po]la céng suat cho phép: 4,61 (kW)

+ Kala hé s6 tai trọng động cơ Vì chế độ làm việc là 2 ca, tai trong tinh

nên lấy trị số trong bảng tăng thêm 0, I

Lue cang day hi tam sinh ra:

F, = qn v2 -2,24 0,178 13,38?= 71,38 (qmkhdi long 1 mét chiều dai

đai)

=> Lực tác dụng lên trục

F, =2.F,.Z.sin 3 =2, 321,85 2 sin Be, = 1227 (N)

7

Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền đai

Tiét dién dai b

Hệ sô trượt đai £ 0,01

Khoang cach truc a 582 4lmm

Chiêu rộng bánh đai B 44

Đường kính ngoài bánh đai nhỏ đại 188.4

Đường kính ngoài bánh đai lớn đa 548.4

Lực căng trên một đai F, 71,38

+ Chọn số răng đĩa xích dẫn: z¡= 29 — (2 u,) = 29 — (2.4) = 21 rang

+ Chọn số răng đãi xích lớn: z¿= u, Z¡ = 84 răng

[P]: Công suất cho phép

Hệ sô bánh răng đĩa xích Kz: Kz= z =2=1,19 (lay gia tri Zo) =

1 25)

Hé sé banh rang dia xich Kn: Kn = 2 = 22

: , n, 118,335

200 v/p)

=1,69 (chọn nại =

Xác định hệ số điều kiện sử dụng xích K theo công thức:

K=Ko Ka Kac Ko Ka Ke = 1 1 1,25 1,3 1 1,25 =2,03125

Ko = 1 —hé số kề đến ảnh hưởng vị trí của bộ truyền, đường tâm đĩa xích nằm ngang

K;= L— hệ số kê đến khoảng cách trục và chiều dài xích, chọn a= 30p Kae = 1,25 — hệ số kế đến ảnh hưởng của điều chỉnh lực căng đĩa

xích,trục không

điều chỉnh được

Ky = 1.3 — hệ số kê đến ảnh hưởng của bôi trơn, bôi trơn nhỏ giọt

K = 1,25 - hệ số kê đến chế độ làm việc, làm việc 2 ca

Vậy ta tính được công suất tính toán: Pt = 5,84 2,03125 1,19 1,69 = 23,85 (kW)

Theo bảng 5.5 (Trang 81]) với nại = 200 v/p Chọn bộ truyền một dãy có bước

Thỏa mãn điều kiện sô lần va đập của xích

Kiếm nghiệm xích về độ bên:

- Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc(bộ truyền bánh răng)

- Điều kiện làm việc của bộ truyền bánh răng trụ thăng

+ Moment xoăn trên trục T¡= 123879,2411 (Nmm)

+ §ố vòng quay trên trục dẫn nị = 473,3 (v/p)

+ Công suât trên trục dân P¡= 6,14 (kW)

+ Tỷ số truyền u = 4

- Chon vat liéu

+ Bánh nhỏ: C45 tôi cải thiện, d6 ran 241-285 HB co 0, = 850 Mpa, Gat

= 580 Mpa

11

UU

+ Bánh răng lớn: C45 tôi cải thiện, độ ran 192-240 HB c6 0,=750 Mpa, o

on = 450 Mpa

Ung suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

O tim= 2 HB +70: Sy= 1,1: Opim= 1,8HB; Sp= 1,75

Ứng suất quá tải cho phép:

Lớy luax=2.8 ơ,„¡=2.8.580= 1624

[ơz, l„a„=0.8.ơ,„,=0,8.580= 464

[ơz; ]„a„= 0.8.ơ„;=0,8 450=360

._ Tính toán thông số bộ truyền:

Khoảng cách bộ truyền:

a„=K,(u+1)i =

[On] Ung

Voi:

T, = 123889,7105moment xoan truc chu động

Hệ số thuộc vật kiệu rang K,= 49,5

Hệ số truyền động vành răng LÌ„= 0,5 bánh răng ăn khớp ngoài

+ Sô răng bánh dân z,= mm 2/41)

+ Số răng bánh bị dẫn z¿=u.z,=¿ 144 răng

+ Đướng kính chia d„¡ = m z¡= 72 mm, d¿„¿= m z¿= 288 mm

=¿ 36 răng

+ Đường kính đỉnh răng: d„¡= dyi+2.m = 76 mm, dao = dyo+2.m = 292

Bảng thông số bánh răng hộp giảm tốc

Thông sô Ký hiệu Gia tr

Xác định ứng xuất tiếp xúc cho phép:

[ou] = [o HỆ ZR Zy Kyu

Theo 6.1 véi v = 1,14 m/s <5 m/s, Z,= 1, cap chinh xác là 9, chọn cấp

chính xác về mức tiếp xúc là khi đó cần gia công độ nhám về mặt là R,

[ou] = [ou] Ze Zy Ken = 500 0,95 1 1 =475 MPa

> 0y < [ơa] bộ truyền đảm bảo yêu cầu tiếp xúc

- _ Kiêm nghiệm về độ bến uôn:

Ứng xuất uôn sinh ra:

+ Kra= 1 (banh rang thang)

+ Kpy= 1,13 (Dwa vao phy luc P2.3 cap chinh xac la cap 9)

Kạ = -Z8=¿ 2,2

Ứng xuất tiếp xúc cực đại:

Øpm„¡= 0ý K„=343,04.2,2—508,81<[ đn |2 Ứng xuất uốn cực đại:

O gna = Op 1+ Kg =52,04.2,2= 114,488 <[0 phn:

O fnaxd= Op 9+ Kg =50,63.2,2 = 111,386 $[6 procs

=> Các thông số đạt yêu cầu kiểm nghiệm

CHUONG III: HỘP GIẢM TỐC

UY

+ Đường kính trục 2: 4.2) T= 471348, 8684 = 42,82

0,2.[ r| 0,2.30 Tra bang 10.2 ta chon duoc:

+ Khoảng cách giữa các trục quay K¡ = 10

+ Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp K;

leo2 = 0,5 (Im22 + Doz) + k3+ An = 0,5 (100 + 35) +

Vì ở đây lắp then nên ta có: b = 10, t¡= 5

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu

hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

ơ_,=0,45 ơ,=0,45.750=337, 5 MPa

Giới hạn mỏi uốn với chu kì đối uốn:

Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó:

Voi Minox momen udn lớn nhất = 174383,5048(N mm)

T nox mômen xoắn lớn nhất =123889,7105(Nmm)

14,44

23

Vậy độ bên tĩnh:

Ø„=1ơˆ°+31ˆ—x 40,672+3.14,44)= 47,74<[ơ]=360

=> Thỏa mãn độ bèn tĩnh

KIEM NGHIEM TRUC DO BEN MOI

Duong kinh truc da chon: dp2 = 50

Vi 6 day lap then nén ta cé: b = 14, t1= 5,5

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu

hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

Ky Tat Wr Tin Giới hạn mỏi uốn với chu kì đối xứng:

o_,=0,45 0,=0,45.750=337,5 MPa

Giới hạn mỏi uốn với chu kì đối uốn:

1_,=0,58.0_¡=195,75 MPa Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp:

Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó:

đ„=0

24

Khi trục quay 1 chiều ứng xuất xoắn thay đôi theo chu kì mạch động, do đó:

Với Ky hệ số tập trung ứng suất đo trạng thái bề mặt (bảng 10.8):

+ Mài R, 0,32 0,16 và ơ,=750 MPa

-1 _2,44+1—1

25

c> Vậy tiết điện chỗ lắp bánh răng đảm bảo độ bền mỏi

KIEM NGHIEM DO BEN TINH

Công thức kiêm nghiệm độ bền tĩnh:

0,1.d 0,1 48

T

— mọc — 471345,8634 21,31 0,2.d 0,2.48

[ơ]=0,8 ơ,„0,8 450 360 Vậy độ bền tinh:

Ø„¿=Vơ”+312=\28,9ˆ+3.21,31°=46, 87 <[o]=360

26

Duong kinh truc 50 mm tra bang 9 la ta có b = 14 mm, h= 9 mm, chiéu

sau ranh then

{,=5,5mm,t,=3.8mm, |= 70mm

27

[ø„] ứng suất đập cho phép với vật liệu thép C45 tải trong tinh

> Vay thỏa mãn điều kiện bền

CHƯƠNG VI: TÍNH TOÁN O LAN

Thời gian phục vụ: L = 8 năm lam viéc 2 ca, tai trong tinh (1 nam lam

việc 300 ngày, | ca lam việc 8 giờ)

= Thời gian làm việc:L,=8.2.300.8=38400 (giờ)

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ô A :

F y= Roy, + Ray = \O'+1290,41118"= 1290,41118(N)

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên 6 B:

Fg) =VRoy, t Roy, =V1720,69'+ 1316,01118°=2166,25 (N)

Vi Fy =2166,25(N) > F,,;=1290,41118(N) cho nén ta tính toán để

chon 6 B

Kiểm nghiệm khả năng tải cia 6:

Tải trọng quy ước:

Q=(X.V.F,i+Y F„¡).K,.kạ

28

Theo bang 11.4 va 11.3, ta co:

V = 1: Khi vong trong 6 lăn quay

k„=1: Hệ số kê đến đặc tinh tai trong

ml là bậc đường cong mỏi khi thử về ô lăn; m = 3 đôi với

Chon 6 lăn với điều kiện tải động C„<C

22,29<37,2

f> Thỏa mãn điều kiện tải trọng

Kha nang tai tinh tinh toan:

2 Trục 2:

Chọn ô bị đỡ với đường kính vòng trong đạ;=45 (mm)

Ô bi cỡ nặng theo bảng P2.7 ta có: đường kính trong đ= 45(mm) đường kính ngoài D=120 (mm), khả năng tải động C=60,4 (kN), khả năng tải tĩnh Cọ=53(kN)

Tái trọng hướng tâm tác dụng lên 6A:

Kiểm nghiệm khả năng tải cia 6:

Tải trọng quy ước:

Chon 6 lăn với điều kiện tai d6ng C,<C

31,1<60,4 r> Thỏa mãn điều kiện tải trọng

Khả năng tải tĩnh tính toán:

Chương V: Tính toán thiết kế vỏ hộp giảm tốc

Vit ghep nap 6.4, (mm)

Vit ghép nap ctra tham ,d;(mm)

d,>0,04.a,,+10=17,2 chon 17

d,=(0,7+0,8).d,=(0,7+0,8).17=(11,9+13,6) chon

13 d,=(0,8+0,9).d.=(0,8+0,9).13=(10,4+11,7) chon 11 d,=(0,6+0,7).d,=(0,6+0,7).11=(6,6+7,7) chon 7 d.=(0,5+0,6).d.=(0,5+0,6).7=(3,5+4,2) chon 4

Kích thước gôi trục: D,=35

32

Đường kính ngoài và tâm lỗ vit

Truc I

D,=D,+4,4.d,=35+ 4,4.7 =65,8 D,=D,+(1,6+2) đ,=35+(1,6+2).7=(46,2+49) chon

50

Truc II D,=¿50

D,=D,+4,4.d,=50+4,4.7=80,8 D,=D,+(1,6+2).d,=50+(1,6+2).7=(61,2+64) chon

q2K,+26=514+2.8,4=2 67,8 chọn 67

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong A>(1+1,2)6=(1+1,2).8,4=(8, 4+ 10, 08) chọn 9

CHUONG VI: BOI TRON HOP GIAM TOC VA O LAN

1 Bôi trơn cho hộp giảm tốc:

Để giảm mất mát công suất vì ma sát,giảm mài mòn răng , dam bao thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết bị han gỉ ta cân phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Bôi trơn bằng phương pháp ngâm dầu:

-Lấy chiều sâu ngâm dầu khoảng 1/4 bán kính bánh răng cấp chậm,

với bánh răng cấp nhanh lây chiều sâu ngâm khoảng 1/6 bán kính bánh răng lớn nhất.Lượng dầu bôi trơn khoảng 0,4 đến 0,8 lít cho IkW công

suất truyền

Vì dầu công nghiệp được dùng rộng rãi đề bôi trơn nhiều loại máy khác nhau bôi trơn băng phương pháp lưu thông nên ta chọn đâu công nghiệp 45 đề bôi trơn hộp giảm tôc

Dâu bôi trơn: Theo bảng 18 II ta chọn đầu có độ nhớt ở 50° (100°)C,