Pbl1 thiết kế hệ thống dẫn Động cơ khí Đề tàithiết kế hệ thống cơ khí dự Án số 4

Việc áp dụng khoa học kĩ thuật chính là làm tăng năng suất lao động, thay thế sức lao động của người lao động 1 cách có hiệu quả, bảo đảm an toàn cho người lao động trong quá trình làm v

ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

Giảng viên hướng dẫn : TS TRẦN MINH SANG

Sinh viên thực hiện : NGUYỄN TIẾN KHÁNH TOÀN TRẦN MINH ĐỨC

LỜI NÓI ĐẦU

Đất nước ta trên đà phát triển, do đó khoa học kĩ thuật đóng 1

vai trò quan trọng trong công cuộc công nghiệp hóa, hiện đại hóa đất nước Việc áp dụng khoa học kĩ thuật chính là làm tăng năng suất lao động, thay thế sức lao động của người lao động 1 cách có hiệu quả, bảo đảm an toàn cho người lao động trong quá trình làm việc.

Để tạo nền tảng tốt trong bước phát triển tương lai, chúng ta cần đầu tư, nghiên cứu, giáo dục, phát triển khoa học kĩ thuật 1 cách nghiêm túc Đồ án môn học chi tiết máy là 1 môn học giúp sinh viên

có bước đi chập chững, làm quen với công việc thiết kế mà mỗi người

kĩ sư cơ khí sẽ gắn cuộc đời mình vào đó Học tốt môn này sẽ giúp sinh viên mường tượng được công việc tương lai, qua đó có cách nhìn đúng đắn hơn về con đường học tập, đồng thời tăng thêm lòng nhiệt huyết, yêu nghề hơn cho mỗi sinh viên Không những thế quá trình thực hiện đồ án sẽ là thử thách thực sự đối với những kĩ năng mà sinh viên đã được học từ những năm trước như vẽ cơ khí, kĩ năng sử dụng phần mềm: autocad cùng với những kiến thức trong môn học nền tảng: chi tiết máy, nguyên lí máy, dung sai và kĩ thuật đo, … Trong quá trình thực hiện đồ án, chúng em được sự chỉ dẫn rất tận tình của các Thầy Sự chỉ dẫn của các Thầy là nguồn động lực lớn lao cổ vũ tinh thần cho chúng em trên con đường học tập, rèn luyện gian lao vất vả.

Do đây là bản thiết kế kĩ thuật đầu tiên mà chúng em thực hiện nên chắc chắn sẽ mắc những thiếu xót, sai lầm Em rất mong nhận sự góp ý chân thành từ các Thầy.

Em xin chân thành cảm ơn !

MỤC LỤC

Lời nói đầu

Chương 1: Tính toán hệ dẫn động cơ khí

Chương 2: Thiết kế các chi tiết truyền động

Chương 3: Thiết kế trục và then

Chương 4: Chọn ổ lăn cho các trục

Chương 5: Tính chọn khớp nối

Chương 6: Tính toán vỏ hộp

Chương 7: Dung sai lắp ghép

Kết luận ….…….………….……….….……… 73 Tài liệu tham khảo ……….… ……… ……….74

Chương 1 TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1.1.CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

1.1.1 Tính công suất cần thiết của động cơ

Công suất trên trục động cơ được xác định theo công thức:

P ct=P t

η

Trong đó,

Pct - công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)

Pt - công suất tính toán trên trục của máy/bộ phận công tác (kW)  - hiệu suất truyền động

Trong đề ta thấy dự án thuộc trường hợp tải thay đổi

Trường hợp này nhiệt độ đông cơ tăng giảm tùy theo sự thay đổi của tải trọng, do đó cần chọn đông cơ sao cho trong quá trình làm việc, lúc chạy quá tải, lúc chạy non tải nhưng nhiệt độ động cơ đạt giá trị ổn định Muốn vậy ta coi động cơ làm việc với công suất tương đương không đổi mà mất mát năng lượng do nó sinh ra tương đương với mất mát năng lượng do côngsuất thay đổi gây nên trong cùng một thời gian

1000 P t đ= F v

1000.√P12t1+P2

2

t2+P3 2

2

= 4,2 kw

Hiệu suất chung toàn bộ hệ thống truyền động:

1.1.2 Tính sơ bộ số vòng quay của động cơ

Số vòng quay trên trục của bộ phận công tác:

n lv=60.1000 v

π 290 =46 ,1 vg/ pℎ

Chọn tỉ số truyền của HGT bánh răng trụ hai cấp u ℎ=12; Ud=1,735

Theo bảng 2.4 (Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí Tập 1

Từ đó xác nhận được số vòng quay sơ bộ của động cơ:

n sb =n lv n t =4 6 ,1.12.1,735=959,802

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ điện

n đ b =1000 vg/ pℎ

1.1.3 Chọn động cơ điện

Căn cứ vào P ct =4 ,94 kW và n đb =1000 vg/ pℎ, tra các bảng 1.x ở phụ lục

sách (Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí Tập 1) ta có động cơ phù

u ℎ=u t

u d=20,824

Căn cứ Hình 3.21 theo (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1) để xác

định tỉ số truyền HGT bánh răng côn – trụ Chọn:

1.3 TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ TRÊN TRỤC

Bảng 1 Thông số và tỉ số truyền của hệ thống

Chương 2 THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐỘNG ĐAI

Vì động cơ điện có công suất nhỏ nên chọn Đai vải cao su: có sức bền

và tính đàn hồi cao, ít ảnh hưởng của nhiệt độ và độ ẩm

2.1.2 Tính toán bộ truyền đai

Chiều dài đai L theo a = 1546,97 mm

Chiều dài đai tính lại theo a và cộng thêm 100 ÷ 400 tùy trường hợp

5 Kiểm tra số vòng chạy trên 1 giây

Bảng 2 Thông số bộ truyền đai

Chương 3 : Thiết kế bộ truyền bánh răng

Tính toán thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn thẳng

σ ° Hlim1= ¿490 MPa ; [σ Flim1]= 1,8.210=378MPa

σ ° Hlim 2=¿470 MPa ; [σ Flim 2]=1,8.200=360 MPa

Với bộ truyền thẳng bằng thép: K R =0 ,5 K d= 0,5.100 = 50 MPa1/3

Chọn Kbe=0,25 Theo bảng 6.21, với

2,625=28 ,85 răng => Lấy z1 = 29 răng

-Số bánh răng lớn z2 =u.z1 =4,32.29=125,28 chọn z2=125 răng-Do đó tỉ số truyền u m =z2/ z1

vF =δ F g o v√d m 1 (u+1)

u =¿17,16-Trong đó: δ F=0,006, theo bảng 6.15,g o=56 bảng 6.16

Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo

e , Kiểm nghiệm răng về quá tải, theo (6.48)với Kqt = 1,8

σ Hmax =σ H√K qt=¿410,2.√1 , 8 =550 ,34 MPa

Theo(6.49)σ F 1max =σ F 1 K qt= ¿46，861,8= 84,348 MPa

σ F 2 max =σ F 2 K qt=44，76.1,8=80,468 Mpa

g, Thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn

Chiều dài côn ngoài Re = 177,9 mm

Môdun vòng ngoài mte = 3 mm

Theo công thức trong bảng 6.19 tính được

Đường kính chia ngoài de1 = 87mm ; de2 = 375mm

Góc côn chia δ1=¿ 13,06 ; δ2=¿ 76,94

Chiều cao răng ngoài he = 6,6 mm

Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = 3,99 mm ; hae2 = 2,01 mm Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = 2,61 mm ; hfe2 = 4,59 mm Đường kính đỉnh răng ngoài dae1 = 94,77 mm ; dae2 = 375,94 mm

5, Tính bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm răng thẳng

Tính bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

Tính bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

1.Chọn vật liệu:

- Bánh răng nhỏ chọn thép 45 thường hóa, tôi cải thiện độ rắn từ HB1= 250Mpa

σ b 1=850Mpa σ cℎ1= 580Mpa

-Bánh răng lớn chọn thép 45 thường hóa,tôi cải thiện độ rắn HB2= 228 Mpa

σ b 2= 750Mpa σ cℎ2==450 Mpa

2.Phân phối tỉ số truyền

Ta có: uh=12 ,P1=4,64 kw, n1= 553,31 vòng/phút

Thời gian sử dụng 23870 giờ

Do đó theo (6.1a) [σ H]=σ ° Hlim K HL

S H

σ ° Hlim =2 HB+70; S H =1,1;σ ° Flim =1,8 HB ; S F =1,75

σ ° Hlim 1=¿570 MPa ; σ ° Flim 1=¿1= 450 MPa

σ ° Hlim 2= ¿526 MPa ; σ ° Flim 2= ¿2= 410 MPa

Từ bảng ta thu được u1 =4,32 => u2= uℎ u 1 = 2,78

3 Số chu kì làm việc cơ sở

Theo (6.5) NHO=30H HB 2 , 4

,do đóNHO1= 30 2502,4= 1,71.107

T max)6

n i T i

NFE1= 60 1.553,31.23870 ( 16 0,25 + 0,36 0,17) = 2.108 →NFE2 = 8.107

Trong đó theo bảng 6.6 chọn ψ ba=0,4; ψ bd=0,80136

Do đó theo bảng 6.7 K Hβ=1,03; P2=4,46 kW T2=332550

b, Xác định các thông số ăn khớp

Theo 6.17: m = (0,01 ÷ 0,02) aw = (0,01 ÷ 0,02).250=(2,5 ÷ 5 )mmTheo bảng 6.8 chọn môđun m=3

Chọn sơ bộ β=0° , do đó cos β=1,

theo 6.31 :

số răng bánh nhỏ : Z1=2.aw cos β/[m.(u+1)] =44,1 => Lấy Z1=44

Số bánh răng lớn : Z2=u.z1=122,32 => Lấy Z2=122

X2=xt-x1=0,335-0,05=0,285.

Góc ăn khớp:

Theo 6.27: cos α tw=zt.m cos α/(2.aw)=170.2,5.cos(20)/2.250=0,93

=>α tw=21,56°

c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6.33, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

σ H=ZM.ZH.Z ε.√2.T2 K H (u+1)/(b w u d w 22 )

Theo bảng 6.5 Zm= 274MPa1/3 ;

Theo 6.35: tg β b =cos α t tgβ=cos(20).tg (0) =0

Với α t=arctg(tgα/cosβ)= arctg(tg20/1) =20

Do đó theo 6.34 :

ZH=√2 cos β b /sin 2a tw=√2 cos (0)/sin 2.39=1,71

Theo 6.37: ε β=bw.sinβ/ (π m)=0,4.100.sin(0)/ (3,14.2,5)=0

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo 6.1 với v=0,9 m/s < 2 m/s,Zv=1 ; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám

Theo bảng 6.7,K Fβ=1,05; theo bảng 6.14 với v<2 m/s và cấp chính xác là 9,

Với m= 3 mm, Ys=1,08- 0, 0695.ln (3) =1,004, YR=1 (bánh răng phay);

σ F 1max=σ F 1 K qt=89,46MPa < [σ¿¿F 1]¿max

σ F 2 max=σ F 2 K qt=95,13MPa < [σ¿¿F 2]¿max

σ F 2 max=80,568<

[σ¿¿F 2]¿max=240MPa

 Qui ước các kí hiệu:

k : số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i : STT của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải

i = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ

i = 2 s : với s là số chi tiết quay

l k: khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

l ki: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k

l mki: chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục k

l cki: khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp

giảm tốc đến gối đỡ

b ki: chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k

4.1.1 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục:

Dựa vào bảng 6.1 trang 92 [1] chọn vật liệu để chế tạo trục là thép 45 tôicải thiện có độ rắn HB 241 285, và ứng suất xoắn cho phép: [τ]=15 30 MPa (tr.188 [1])

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

Tính toán trên trục II do đây là trục có nhiều chi tiết nhất

Chọn chiều dài ổ lăn, tra bảng 10.2[2]: b01=19;b02=37 ;b03=39.

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong

của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp (lấy giá

trị nhỏ nhất khi bôi trơn ổ bằng dầu trong hộp)

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

Chiều cao nắp ổ và đầu bulong

l21 = l m 22+ l m 23+ 3 k1+2 k2 + b02=112+100+3.12+2.8+37=301mm

Trên trục động cơ III (trục công tác)

Chiều dài mayo bánh răng trụ 2 từ công thức 10.12[1trang 189]:

Lực tác dụng lên trục của bánh đai Fr =861N

Lực tác dụng lên trục từ công thức 10.3[1trang 189:

Lực vòng ; F t 1=2T I

d m 1 = 2 80085 ,371,625 =2104,05 NLực dọc trục : F a 1 =F t 1 tgαsin δ1= 2104,05tg20°sin13,06=173,05NLực hướng tâm : : F r 1 =F t 1 tgαcos δ1= 2104,05tg20°cos13,06=746NMomen uốn : Ma1=F a 1.d m 1

Vậy phản lực RYc cùng chiều với chiều giả định

Phương trình cân bằng tại lực B:

∑F B=0

↔ F r 1 − RyC - RyB + F r = 0

↔ RyB = F r 1 − RyC + F r= 656,204 –88,72+1177,18 =1147

Vậy phản lực RYb có chiều cùng với chiều giả địnhTheo phương xOz:

∑M B=0

↔ F t 1.128,57 - RXc.70=0

↔RXc = F t 1 128 ,57

80 = 3381,47Vậy phản lực RxC có cùng chiều với chiều giả định

PT cân bằng lực :

∑X=0

F t 1- RxC - RXb =0

↔ RXb= F t 1- RXc = 1851,985-2976,371= -1277,42Vậy phản lực Rxb ngược chiều với chiều giả định

Biểu đồ momen trục I

momen uốn tổng và momen tương đương tại các tiết diện TRỤC I

Tính đường kính trục tại các tiết diện :

Theo bảng 10.5trang195 ,ta có[σ]=67Mpa

σ b ≥ 600

Thép 45, tôi

σ b ≥ 850

Thép hợpkim,

5048

5550

6055

Định kết cấu trục

Dựa vào các tiết diện vừa tính được và chiều tương ứng , đồng thời các yêu cầu về lắp ghép và công nghệ , ta chọn kết cấu trục:

Tại điểm A:

Tại A là vị trí bánh đai nên theo tiêu chuẩn trang195, chọn d=21mm

Kích thước then: Theo bảng 9.1trang173: b=6 h=6 t1=3,5 t2=2,8

Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :

Đối với thép C45 có σ b=850 Mpa, ta có:

σ −1 =0,436.σ b=0,436.850= ¿370,6 Mpa

τ −1 =0 ,58 σ −1 =0 ,58.370 ,6=214,948 Mpa

Trong đó: σ −1và τ −1là giới hạn mỏi và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng

Tra bảng 10.7[2] với σ b=850 Mpa, ta có: ψ σ =0 ,1;ψ τ =0 ,05

0,10,05

0,20,1

0,250,15

Bảng 10.7 Trị số của các hệ số ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ

τ a 10= 2W T10

O 10 = 2.1764 , 04 80085 ,3 = 22,7

τ a 12= τ a 10

Chọn sai lệch cơ bản lắp ghép: Các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh

răng, bánh đai, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then

Tính kích thước của then trên các đoạn trục lắp chi tiết quay:

Kích thước các then và trị số momen cản uốn và momen xoắn

Trong đó: W là momen cản uốn và W0 là momen cản xoắn

Bảng 3 4 Thông số kỹ thuật của các then trên trục vào

Xác định các hệ số K σd và K τdcho các tiết diện nguy hiểm:

Khi xác định đường kính trục theo công thức (10.17) trang 194…

Công thức kiểm nghiệm có dạng: σ td=√❑2

Tải trọng tác dụng lên trục II:

Momen xoắn TII = 332550 Nmm

Lực tác dụng lên trục của bánh đai Fr =861N

Lực tác dụng lên trục từ công thức 10.3[1trang 184]:

↔− F r 2 161 , 42 +F r 3 94 ,5 − R Ay 301− 99045 ,79=0

↔ RAy =− F r 2 161 , 42 +F r 3 94 ,5 − 99045 ,79

Vậy phản lực RAy cùng chiều với chiều giả định

Phương trình cân bằng tại lực A:

∑F D=0

↔ R Dy +F r 2 -F r 3 + R Ay = 0

↔ RDy = − F r 2 +Fr 3 − R Ay= 1689,32 N

Vậy phản lực RDy có cùng chiều với chiều giả định

Theo phương xOz:

Biểu đồ momen trục IITính momen uốn tổng và momen tương đương tại các tiết diện TRỤC II

Dựa vào biểu đồ momen t có :

Theo tiêu chuẩn chọn dA = 30 mm

Tại tiết diện B (lắp bánh răng côn ): d B=√3 M t đ 11

Theo tiêu chuẩn tăng kích thước lên 4%

Theo tiêu chuẩn chọn d C =46 , 43+0 ,04 ∗ 46 , 43=48 ,29 mm Chọnd C =50 mm

Tại điểm D (lắp bánh răng côn ): d D=√3 M t đ 12

0 ,1[σ]=

3

√ 0

Theo tiêu chuẩn chọn dD = 30 mm

Tải trọng tác dụng lên trục III:

Momen xoắn TIII =887215 ,1 Nmm

Lực tác dụng lên trục của bánh đai Fr =861N

Lực tác dụng lên trục từ công thức 10.3[1trang 184:

Lực vòng ; F t 3=F t 4=50 28N

Lực dọc trục : F a 3 =F a 4=0

Lực hướng tâm : : F r 3 =F r 4=1986,67N

Momen uốn : Ma4=F a 4.d w 2

Sơ đồ đặt lực;

Vì trục III có nối với bộ phận làm việc là tang nên ta chọn khớp nối

Dựa vào đường kính trục d=55mm,theo bảng 16.10a trang 68 tap2,ta chọn đường kính vòng tròn qua tâm các chốt đàn hồi D0=Dt=160mm

Ta tính lực hướng tâm do nối trục đàn hồi

với lm33=(1,4…2,5).d3=2.55=110mm-chiều dài mayo trục đàn hồi

Tính phản lực theo phương yOz

Tổng momen tại điểm A:

∑M A=0

↔ F r 4 AB − R Cy AC=0

↔ R Cy=F r 4 .206 ,5/301= 1362,95N

Vậy phản lực RCy cùng chiều với chiều giả định

Phương trình cân bằng tại lực A:

∑Y A=0

-RAy + F r 4- RCy =0

RAy = F r 4-RCy=1986,67-1362,95= 623,72N

Vậy phản lực RAy cùng chiều với chiều giả định

Theo phương xOz

Tổng momen tại điểm A:

∑M A=0

↔ F t 4 AB –RCx.AC- Fkn AD=0

RCx=F t 4 AB − Fkn AD

AC = -267,25N

Vậy phản lực RCx ngược chiều với chiều giả định

Biểu đồ momen trục III

Tính momen uốn tổng và momen tương đương tại các tiết diện TRỤC IIIDựa vào biểu đồ momen ta có :

Theo tiêu chuẩn chọn dA = 55 mm

Tại tiết diện B (lắp bánh răng trụ ): d B=√3 M t đ 11

Chương 4 CHỌN Ổ LĂN CHO CÁC TRỤC

C = 40 kN, Co = 29,9 kN, 

a, kiểm tra khả năng tải động của ổ :

-Tính lực dọc trục Fs do lực hướng tâm Fr tác dụng lên ổ sinh ra

Fs=0,83.e.Fr với e=1,5.tg(α) = 1,5.tg(13,5) =0,361

FSB= 0,83.0,361.FrB= 0,83.0,361.1716,76 = 514,39 N

FSC= 0,83.0,361.FrC=0,83.0,361.3412,624 = 1022,52

F aC

V F rC= 1022 ,52

1.3412,624=0 ,3<e=0,361

Theo bảng 11.4 ta được Xc=1 , Yc=0

Theo công thức(11.3) có tải trọng quy ước ổ B và C là

-Trong đó : kd hệ số đặc tính của tải trọng lấy kđ=1

kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ kt=1

Vậy kiểu ổ 7306 đã chọn đảm bảo khả năng chịu tải trọng động

b, Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ

Đối với các ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay

Với X0 là hệ số tải trọng hướng tâm,X0 = 0,5

Và Y0 là hệ số tải trọng dọc trục ,Y0= 0,22.cot(α )=0 ,22.cot (13.5)=0 ,92

C = 61,3 kN, Co = 51 kN,  = 12o

a, kiểm tra khả năng tải động của ổ :

-Tính lực dọc trục Fs do lực hướng tâm Fr tác dụng lên ổ sinh ra

Fs=0,83.e.Fr với e=1,5.tg(α) = 1,5.tg(12) =0,319

F aD

V F r D= 1463 , 49

1 9983 , 02 =0,147<e=0,361

Theo bảng 11.4 ta được XD=1 , YD=0

-Trong đó : kd hệ số đặc tính của tải trọng lấy kđ=1

kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ kt=1

Vậy kiểu ổ 7306 đã chọn đảm bảo khả năng chịu tải trọng động

b, Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ

Đối với các ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay

n>10(vòng/phút),tiến hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh theo điều kiện : Q0

Với X0 là hệ số tải trọng hướng tâm,X0 = 0,5

Và Y0 là hệ số tải trọng dọc trục ,Y0= 0,22.cot(α )=0 ,22.cot (12)=1,03