Thiết kế hệ dẫn động cơ cấu nâng gồm có hộp giảm tốc côn trụ và bộ truyền đai dẹt

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với kỹ sư ngành chế tạo máy.

Trang 1

Lời nói đầu

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với kỹ sư nghành chế tạo máy Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thứccủa các môm học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này

Nhiệm vụ được giao là thiết kế hệ dẫn động cơ cấu nâng gồm có hộp giảm tốc côntrụ và bộ truyền đai dẹt Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua bộ truyềnđai, hộp giảm tốc và khớp nối sẽ truyền chuyển động tới tang

Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh được những sai sót

Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy trong bộ môn để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi được

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy Đoàn Yên Thế đã trược tiếp hướng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao

Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn ! ! !

Trang 2

Mục Lục

A Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền 3

I Xác định công suất cần thiết và chọn động cơ điện: 3

II Xác định tỉ số truyền động 3

B Thiết kế các bộ truyền 3

I Chọn vật liệu: 3

II Xác định ứng suất cho phép: 3

III Tính bộ truyền cấp nhanh 3

IV Tính bộ truyền cấp chậm: 3

V.Tính bộ truyền ngoài 3

C Thiết kế trục và then 3

I Chọn vật liệu 3

II.Tính thiết kế trục về độ bền 3

III Tính mối ghép then 3

IV Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 3

V.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 3

D Ổ lăn 3

I Tính cho trục 1 3

II.Tính cho trục 2 3

III Tính cho trục III 3

E Nối trục đàn hồi 3

G.Tính kết cấu vỏ hộp 3

I.Vỏ hộp 3

H Bôi trơn hộp giảm tốc 3

I Các phương pháp bôi trơn trong và ngoài hộp giảm tốc 3

K- Xác định và chọn các kiểu lắp 3

M- phương pháp lắp ráp hộp giảm tốc 3

I-Phương pháp lắp ráp các tiết máy trên trục 3

II- Phương pháp điều chỉnh sự ăn khớp bộ truyền 3

III.Phương pháp điều chỉnh khe hở các ổ lăn 3

Tài liệu tham khảo 3

Trang 3

A CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I Xác định công suất cần thiết , số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện và chọn động cơ điện:

- Công suất cần thiết được xác định theo công thức:

P = Trong đó: P là công suất cần thiết trên trục động cơ(kW)

P là công suất tính toán trên trục máy công tác (kW)

 là hiệu suất truyền động

- Hiệu suất truyền động:  =

Trong đó:  là hiệu suất của một cặp ổ lăn

 là hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn

 là hiệu suất của bộ truyền bánh răng nón

 là hiệu suất của bộ truyền đai

- Xác định số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện

+ Tính số vòng quay của trục tang :

Trang 4

nlv = = 45 (v/p)

- Tỉ số truyền của cơ cấu : Ut =

- Theo bảng 2- 4 Trang 21/ tập 1, ta chọn sơ bộ Un =Ud = 2

Uh =16

Ut = 16 2 = 32

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

n = n U Trong đó: n là số vòng quay đồng bộ

n là số vòng quay của trục máy công tác ở đây là trục tang

U là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống

II Xác định tỉ số truyền động U của toàn bộ hệ thống và phân phối tỷ số truyền cho từng bộ truyền của hệ thống dẫn động , lập bảng công suất , mô men xoắn ,

số vòng quay trên các trục:

- Xác định tỷ số truyền U của hệ thống dẫn động

Ut = Trong đó: n là số vòng quay của động cơ

n là số vòng quay của trục tang

Thay số Ut = = 31,56

- Phân phối tỷ số truyền của hệ dẫn động U cho các bộ truyền

U =U U

Đây là hộp giảm tốc côn- trụ 2 cấp với Uh =14,09

Trang 5

Từ đó ta có ,1

- Dựa vào sơ đồ hình 3-21 trang 45 TKCTM tập 1 với Uh = 14,09

U = 3,95 mà U = với

U là tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh

U là tỷ số truyền của bộ truyền cấp chậm

Do đó U =

- Xác định công suất, mô men và số vòng quay trên các trục:

- Dựa vào sơ đồ dẫn động ta có :

Trang 6

B THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN.

I Chọn vật liệu:

- Với đặc tính của động cơ cùng với yêu cầu bài ra và quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế nên ta chọn vật liệu hai cấp bánh răng như nhau Theo bảng 6-1 chọn

Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện có

Trang 7

750Mpa ; 450Mpa

II Xác định ứng suất cho phép:

- Theo bảng 6-2 với thép 45 tôi cải thiện thì :

n là số vòng quay trong một phút

t là tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

Thay số NHE1 = 60.1.634 .12000 = 15,62.107 > NHO1 lấy KHL1=1 Tương tự NHE2 > NHO2  KHL2 =1

Trang 8

-Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

III Tính bộ truyền cấp nhanh

1 Chiều dài côn ngoài của bánh côn chủ động được xác định theo công thức

Trong đó : K là hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm răng và loại răng

K là hệ số kể đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành của Bánh răng côn Tra bảng 6-21 K

K là hệ số chiều rộng vành răng vì U1=3,95>3  chọn K

Thay số

RR

2.Xác định các thông số ăn khớp

Theo 6-52b : d

Tra bảng 6-22

Trang 9

Số răng bánh nhỏ

Đường kính trung bình và mô đun trung bình

dm

Mô đun vòng ngoài theo (6.56)

mTheo bảng 6-8 tập 1 lấy trị số tiêu chuẩn m

Tính lại giá trị mô đun ,số răng

Đường kính trung bình của bánh nhỏ

dChiều dài côn ngoài

Trang 10

 Z

K là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K

K là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

Trang 11

Tính sai số =

Tính chiều rộng vành răng b = 34,75(H/H)2 = 35,7 lấy b = 40 (mm)

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

T :Mô men xoắn trên bánh chủ động T1 = 47876 (N.mm)

m Mô đun trung bình m

b : Chiều rộng vành răng b = 40 (mm)

d Đường kính trung bình của bánh chủ động d

Y là hệ số kể đến độ nghiêng của răng , với răng thẳng Y

Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0

Tra bảng 6-18 ta được YF1=3,8 ; YF2 =3,6

K là hệ số tải trọng khi tính về uốn : K

K hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn

Kbe = 40/139 = 0,228

Kbeu(2 – Kbe) = 0,228.3,95(2 – 0.228) = 0,66

Tra bảng 6-21 ,28

K là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp khi tính về uốn với bánh răng thẳng K = 1

K là hệ số kể đến tải trọng động xuát hiện trong vùng ăn khớp

Như vậy độ bền uốn được đảm bảo

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Trang 12

Theo 6-49 có

Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải

6 Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Chiều dài côn ngoài Re = 139 mm

Mô đun vòng ngoài mte = 2,5

Chiều rộng vành răng bw = 40 mm

Góc nghiêng của răng

Số răng bánh răng Z1 = 27 ; Z2 = 108

Theo các công thức trong bảng 6-19 ta tính được :

Đường kính chia ngoài de1 = 67,5 mm ; de2 =270 mmGóc côn chia

Chiều cao răng ngoài he =5,5mm

Chiều cao đầu răng ngoài h

Chiều cao chân răng ngoài h

Đường kính đỉnh răng ngoài dae1 = 72,35 mm ; dae2 = 271,23 mmĐường kính trung bình dm1 = 59,06 mm ; dm2 = 236,25 mm

2 Xác định thông số ăn khớp , mô đun

Theo 6-17 m

Trang 13

t = tw = arctg(tg/cos) = arctg(tg200/cos11,720) = 20,390

tgb = cost.tg = 0,19  b = 110

Theo 6.37  =bwsin/(.m) = 66.sin11,720/(3,14.2,5) = 1,4

Do đó Z là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được tính theo công thức

Trang 14

K là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Trang 15

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Trang 16

- chọn loại đai vải cao su là loại đai thông dụng

2 Xác định các thông số của bộ truyền

Theo (4.1) đường kính bánh đai nhỏ d1 xác định trong khoảng:

Trang 17

Số vòng chạy của đai i = v/l = 13,4/2,923 = 4,58 <= imax = 3…5(m/s)

Tính góc ôm trên bánh nhỏ :

Theo (4.7) 1 = 180 – 57(d2 – d1)/as = 167,50 > min =1500

3.Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai

- theo (4.9)  Ft = 1000.P1/v = 1000.3,18/13,4 =237 N

- theo bảng (4.80 tỉ số (/d1) nên dùng là 1/40   =d1/40 = 4,5 mm

- theo bảng 4.1 chọn loại đai b.800 có lớp lót trị số t/c = 4,5 , số lớp là 3

- ứng suất có ích cho phép xác định theo (4.10)

Trang 18

theo bảng 4.1 lấy theo trị số tiêu chuẩn b = 32

 chiều rộng bánh đai lấy B = 40 (bảng 9.10) sách thiết kế chi tiết máy

4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Do những yêu cầu và đặc điểm trên nên ngoài thiết kế đạt độ chính xác hìnhhọc cao Trục còn phảI đảm bảo về độ cứng vững, độ bền mỏi, độ ổn định dao động

Vì vậy, để đảm bảo yêu cầu làm việc trên , yêu cầu người thiết kế chọn vật liệu chếtạo hợp lý , giá thành rẻ , dễ gia công từ đó ta chọn vật liệu chế tạo các trục là thép

Lực vòng có phương tiếp tuyến với vòng lăn ,chiều ngược với chiều

Lực hướng tâm F có phương hướng kính ,chiều hướng về tâm mỗi bánh

Lực hướng trục F có phương song song với trục ,chiều hướng vào bề mặt làm việc của răng

Phương chiều của các lực được xác định như trên sơ đồ hình I :

Trang 19

- T là mô men xoắn trên trục

- Là ứng suất xoắn cho phép , đối với thép =12 20(Mpa) chọn =15(Mpa)

Trang 20

-Trục 3 d Lấy d3 = 60 (mm)

- ở đây lắp bánh đai lên đầu vào của trục I nên không cần quan tâm tới đường kính trục động cơ điện

3.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động , chiều dài may ơ của các chi tiết quay , chiều rộng ổ , khe hở cần thiết và các yếu tố khác

Theo bảng 10-2 tập 1 ta có thể xác định được chiều rộng ổ lăn b theo d

- Chiều rộng may ơ ở nửa khớp nối , ở đây là nối trục vòng đàn hồi nên

K là khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ tra bảng 10-3 tập 1

h Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông , tra bảng 10-3 tập1

l là khoảng cách công xôn

l

Trong đó :

K là chiều rộng ổ 1 và ổ 2 , tra bảng 10-3 được K1 =12 ; K2 = 10

l Chiều dài may ơ của bánh răng côn trên trục 1

lm13 = 39 mm

theo trên bW = 40 mm

+ Trục II

Trang 21

+ Trục III.

+ Khoảng cách phía trong hộp giảm tốc lấy theo trục II

+ khoảng cách đoạn trục phía ngoài

Y = 0  FY12 - FY10 - FY11 + FY13 = 0

M0x = 0  FY12.l12 + FY11.l11 – FY13 l13 + FZ13.dm1/2 = 0

Trang 22

 y12

Hình II

Biểu đồ mô men MY

MY1 = FX13.(l13 – l11) = 82681,2 (N.mm)

Biểu đồ mô men xoắn MZ :

MZ = FX13.dm1/2 = 47825,4 (N.mm)

Trang 23

-Tính mô men uốn tổng M và mô men tương đương Mtdj tại các tiết diện thứ j trên chiều dài trục theo công thức :

Trang 24

Hình III

Trang 25

X = 0  FX22 – FX20 + Fx23 – FX21 = 0

Moy = 0  FX22.l22 + FX23.l23 - FX21.l21 =0

FX21 = 2332,2 (N)

FX20 = 3671,4 (N)

Y = 0  FY22 - FY23 - FY21 - FY20 = 0

M0x = 0  FY22.l22 – FY23 l23 + FY21.l21 - FZ22.dm2/2 – FZ23.dm3/2 = 0

Trang 27

F x30

F x33

3

F z33 y33

F

F x31

194164,3 N.mm

264267,5 N.mm 130821,1 N.mm

615431,1 N.mm

Hình IV

- Bước nhảy mô men Mbn = FZ33 = 233631,9 (N.mm)

+ Biểu đồ mô men MY

Trang 28

III Tính mối ghép then

- Then là một tiết máy tiêu chuẩn ta có thể chọn và tính then theo đường kính trục và chiều dài may ơ Vì các trục trong đồ án này đều nằm trong hộp giảm tốc nên

Chiều dài then l1 =(0,8 0,9 )lm12 = (0,8…0,9) 39 = 31,2 …35,1 lấy l1 = 34mm

Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt

; Trong đó

ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 tập1

ứng suất cắt cho phép

Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng rung động nhẹ thì

Thay vào

Trang 29

Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn

+Với d13 = 20 (mm) tra bảng 9-1a tập 1 có

b = 6(mm) ; h= 6(mm) ; t1 = 3,5 mm ; t2 = 2,8 mm ; 0,16 r  0,25

; Trong đó

ứng suất cắt cho phép

Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng rung động nhẹ thì

Thay vào

Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn

Với d23 = 30 (mm) tra bảng 9-1a tập 1 có

b = 8(mm) ; h= 7(mm) ; t = 4 mm ; t = 2,8 mm ; 0,16 r  0,25

Trang 30

; Trong đó

Vậy then trên trục 3 thỏa mãn điều kiện bền dập và uốn

IV Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

1-Kiểm nghiệm truc I.

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau

Với : [s]- Hệ số an toàn cho phép , thông thường [s]= 1,5…2,5

sj- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất pháp tại tiết diện j

sj =

Trang 31

sj- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất tiếp tại tiết diện j.

sj = Trong đó : -1,-1 là giới hạn uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng

W

Trục quay hai chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó

m = a= Trong đó W11 là mô men cản xoắn

Kx- Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, nó phụ thuộc vào

phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt , tra bảng 10.8/1/ được Kx= 1,06

Ky – Hệ số tăng bền bề mặt, với b= 600 Mpa tra bảng 10.9/1/ được ky= 1,9

Do bề mặt trục lắp có độ dôi và tại tiết diện nguy hiểm không có rãnh then nên ta có thể tra trực tiếp tỷ số

Theo bảng 10-11

Trang 32

b.xét mặt cắt 1-3

Trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó

m = 0 ; max= a = Trong đó vì trục có rãnh then :

Trang 33

Như vậy trục 1 thỏa mãn điều kiện bền mỏi

2 Kiểm nghiệm trục 2

Thiết diện 2-2 và thiết diện 3-3 là những thiết diện nguy hiểm , có cùng đường kính và các yếu tố tập trung ứng suất nhưng tại mặt cắt 2-2 có mô men uốn lớnhơn nên ta chỉ kiểm tra cho mặt cắt 2-2

Với : [s]- Hệ số an cho phép thông thường [s]= 1,5…2,5

s- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất tiếp tại tiết diện đang xét

s =

s- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất tiếp tại tiết diện j

s = Trong đó : -1,-1 là giới hạn uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng

Trục quay hai chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó

Với W m = a=

,- Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7/1/ được = 0,05 ,  = 0

Kd , Kd –Hệ số xác định theo công thức sau:

Kx- Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, nó phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt ,tra bảng 10.8/1/ được K = 1,06

Trang 34

Ky – Hệ số tăng bền bề mặt, với b= 600 Mpa tra bảng 10.9/1/ được ky= 1,9