Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí (Full File Autocad)

LỜI NÓI ĐẦUTính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ sưngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy.. Thông qua đồ án môn h

MỤC LỤC

Lời nói đầu 2

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1) Tính toán chọn động cơ 3

2) Phân phối tỷ số truyền 5

3) Lập bảng đặc tính 7

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY A) Tính toán bộ truyền đai 7

B) Tính toán thiết kế bộ bánh răng 12

1- Tính toán cấp nhanh bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 12

2- Tính toán cấp chậm bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 18

C) Tính toán thiết kế trục và then 24

D) Tính toán chọn ổ lăn và nối trục đàn hồi 39

E) Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ khác 45

PHẦN III: CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP 49

PHẦN IV: TÀI LIỆU THAM KHẢO 50

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ sưngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy

Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiến thức

đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc,thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy ,chọn cấp chính xác, lắp ghép vàphương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương pháp tính,

về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác Do đó khi thiết kế đồ án chi tiết máyphải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí,Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy từng bước giúp sinh viên làm quen với công việcthiết kế và nghề nghiệp sau này của mình

Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, với một khối lượng kiến thức tổng hợplớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu song khi thực hiện

đồ án, trong tính toán không thể tránh được những thiếu sót.Em mong được sự góp ý vàgiúp đỡ của các thầy

Em xin chân thành cảm ơn các thầy, đặc biệt là thầy Dương Đăng Danh đã hướng dẫntận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án môn học này

TPHCM, 15/05/2012

Sinh viên thực hiện

Huỳnh Quang Hiếu

Thời gian phục vụ L, năm : 8

Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ

( 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ )

t1= 60; t2=22; t3=12

T1= T; T2= 0,5T; T3= 0,2T

PHẦN I:CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I- TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ

a) Chọn Hiệu Suất Của Hệ Thống.

 Hiệu suất truyền động

η=η đ η br 1 η br 2 η kn η ol4

* Trong đó:

η đ = 0,96 : Hiệu suất của bộ truyền đai

η br 1 = 0,97 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

η br 1 = 0,97 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

η kn = 0,99 : Hiệu suất truyền của nối trục đàn hồi

η ol= 0,99 : Hiệu suất ổ lăn ( có 4 cặp ổ lăn )

 η = 0,96.0,97.0,97.0,99.0,994 = 0,86

b) Tính Công Suất động cơ

 Công suất tính toán

 Công suất cần thiết trên trục động cơ

P ct=P t

η =

7,850,86=9,13 kW

c) Xác Định Số Vòng Quay Sơ Bộ Của Động Cơ.

 Số vòng quay của trục công tác

n lv=60000 v

p z =

60000.1,259.110 =75,75 (vòng/phút)

 Chọn tỉ số truyền

u ch=u hgt u đ=8.2,5=20

Trong đó: u hgt= 8 : Tỉ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển

u đ= 2,5 : Tỉ số truyền bộ truyền đai thang

 Số vòng quay sơ bộ của động cơ

n sb=n lv u ch=75,75.20=1515 (v/ph)

d) Chọn Động Cơ Điện, Bảng Thông Số Động Cơ Điện.

Điều kiện chọn động cơ : Pđc ≥ Pct và nđc ≈ nsb

Tra phụ lục bảng 1.3 sách “ Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập một “ của

Trịnh Chất – Lê Văn Uyển “ ta chọn động cơ 4A132M4Y3

Kiểu động cơ

Côngsuất(kW)

Vận tốcquay(v/ph) Cos φ η%

II- PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.

Tỉ Số Truyền chung của hệ

u ch=n đc

n lv=

145875,75=19,25

P2= P3

η ol η br 2=

9,390,99.0,97=9,78 kW

P1= P2

η ol η br 1=

9,780,99.0,97=10,18 kW

P đc=P1

η đ=

10,180,96 =10,6 kW

n2=n1

u1=

607,53,47 =175,1 (v/ph)

n3=n2

u2=

175,12,31 =75,8 (v/ph)

Số vòng

Momentxoắn Nmm

69430,7 160031,3 533403,8 1183040,9 1159102,9

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

A/ TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI

 Thông số đầu vào để thiết kế bộ truyền đai :

P = 10,6 kW

n =1458v/ph

T = 69430,7 Nmm

Uđ = 2,4

Quay một chiều làm việc 2 ca,tải va đập nhẹ

1 11Equation Section (Next)Chọn loại đai và các thông số kĩ thuật của đai

-Theo hình 4.22 trang 153 sách Nguyễn Hữu Lộc,ta thấy công suất P=10,6 kW,

n=1458v/ph ta nên chọn đai loại B

-Theo bảng tra 4.3 trang 128 sách Nguyễn Hữu Lộc,ta có

bp= 14mm , b0 = 17mm , h = 10,5mm , y0 = 4mm , L = 800÷6300mm , d1 =

140÷280mm , A = 138mm2

2 Chọn đường kính bánh đai nhỏ

Tính toán sơ bộ : d1= 1,2dmin = 1,2 140 = 168mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 160 mm

Vận tốc của đai :

Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối  =0,01

Đường kính bánh đai lớn : d2=u.d1.(1-  )=2,4.160.(1-0,01)=380,2mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 400

2

1

400

2,5 (1 ) 160.(1 0, 01)

4 Tính khoảng cách trục a và chiều dài đai

-Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức :

Thỏa điều kiện cho phép

 Tính toán lại khoảng cách trục a

Cr=0,85 ( bảng 4.8 trang 148 sách thầy Nguyễn Hữu Lộc)

-Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai :

6 6

0

1800

0,962240

P Z

P Z

P C C C C C C

Vậy z = 4

7 Tính chiều rộng của các đai và đường kính ngoài của các bánh đai

- Tra bảng 4.4 trang 129 sách Nguyễn Hữu Lộc ta có b = 4,2 , e =19 , f = 12,5 Chiều rộng bánh đai : B=(z-1).e+2f=(2,5-1).19+2.12,5=53,5mm

Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ: da1=d1+2b=160+2.4,2=168,4mm

Đường kính ngoài của bánh đai lớn : da2=d2+2b=400+2.4,2=408,4mm

8 Xác đính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

-Theo trang 139 sách Nguyễn Hữu Lộc thì 0 1, 5Mpa

Lực căng ban đầu :

10.Ứng suất trong dây đai

Ứng suất do lực căng đai ban đầu :

0 0

207

1, 5138

F A

Ứng suất có ích sinh ra trong đai :

217

1, 57138

t t

F A

11.Tính tuổi thọ của đai

Giới hạn mỏi của đai : σ r = 9 MPa.

Số mũ đường cong mỏi của đai thang: m= 8

 Số chu kì làm việc cơ sở:

NHO1 = NHO3= 30 HB12.4 = 30 3002.4 = 26437005,78 chu kì

NHO2 = NHO4 =30 HB22.4 = 30 2802.4 = 22402708,6 chu kì

NFO1 = NFO2 = NFO3 = NFO4=5.106 chu kì

I TÍNH TOÁN CẤP NHANH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

Thông số đầu vào :

 n = 607,5 vòng / phút

 u1 = 3,47

 T = 160031,3 Nmm

1 Số chu kì làm việc tương đương:

Số bánh răng bị động ăn khớp với bánh răng chủ động c = 1

(0,2T T )3∗1260+22+12 ] 38400 = 93,58.107 chu kì

(0,2T T )6∗1260+22+12 ] ] 38400

3 Xác định ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép

Theo bảng 6.13,giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn của các bánh răng xác định như sau :

σOHlim= 2HB+70 ,suy ra

σOHlim1= 2.300 +70 =670 M

σOHlim2= 2.280 + 70 =630 M

σOFlim = 1,8 HB , suy ra

σOFlim1 = 1,8 300 =540 MPa

σOFlim2 = 1,8.280 = 504MPa

-Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép :

Khi dùng tôi cải thiện sH =1,1

[σF] = [σF2] = 288 Mpa

4 Chọn hệ số tải trọng tính:

Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên chọn

ψbα = 0,3 -0,5, chọn ψba = 0,3 theo tiêu chuẩn.

Ta có:

ψbd = ψ ba(u+1)

2 = 0,3∗(3,47+1)

2 = 0,6705 Ứng với ψbd vừa chọn, tra bảng 6.4(ứng với ψbd = 0,6705 và HB <350) ta có:

=43.(3,47+1)3

√0.3∗515,45160031,3∗1,022∗3,47 =161,23 mm Theo tiêu chuẩn chọn aw = 160 mm

6 Chọn modul răng, và số răng

m= (0.01÷0.02) aw = (0.01÷0.02) 160 = 1,6 ÷ 3,2

Theo tiêu chuẩn ta chọn m=2,5

-Xác định số răng và góc nghiêng răng:

2,5.(3,47+1)¿

26,9≤ z1 ≤ 28,36 Chọn z1 = 28 răng

z1 = 9728 = 3,46 ; Δu < 2% (thỏa)u < 2% (thỏa)

7 Xác định các kích thước bộ truyền bánh răng:

9 Xác định lực tác dụng lên bộ truyền:

-Lực vòng :

Ft1 = 2.T❑ cosβ

m z1 = 2.160031,3 cos ⁡(12,09)2,5.28 = 4470,9 N -Lực dọc trục:

11.Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:

a) Ứng suất tiếp xúc tính toán

Được xác định bởi công thức (6.86):

H

c Z

Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thoả mãn.

12.Kiểm nghiệm ứng suất uốn:

Ứng suất uốn cho phép theo công thức (6.52):

z z

308,57

78,923,91

288803,6

F F F F

Y Y





Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh có độ bề thấp hơn:

-Ứng suất uốn được tính theo công thức (6.78):

Vậy độ bền uốn được thoả.

II TÍNH TOÁN CẤ P CHẬM B Ộ TRUY Ề N BÁNH R Ă NG TR Ụ R Ă NG THẲNG

Thông số đầu vào:

 n = 175,1 vòng / phút

 u2= 2,31

 T = 533403,8 Nmm

1) Số chu kì làm việc tương đương:

Số bánh răng bị động ăn khớp với bánh răng chủ động c = 1

(0,2T T )3∗1260+22+12 ] 38400 = 26,97.107 chu kì

(0,2T T )6∗1260+22+12 ] ] 38400

= 25,9.107 chu kì

NFE4 = N FE 1

u = 25,9∗107

2,31 = 11,21.107 chu kì 2) Hệ số tuổi thọ:

Do NHE3 > NHO3 ,NHE4 > NHO4,NFE3 > NFO3 ,NFE4 > NFO4

nên chọn KHL3= KHL4= KFL3 = KFL4 = 1

3) Xác định ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép

Theo bảng 6.13,giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn của các bánh răng xác định như sau :

-Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép :

Khi dùng tôi cải thiện sH =1,1

[σH3] = σOhlim3

0.9∗K HL3

s H = 670.0.9∗11.1 = 548,18 Mpa [σH4] = σOhlim4

0.9∗K HL2

s H = 630.0.9∗11.1 = 515,45 Mpa -Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán :

[σF] = [σF4] = 288 Mpa

4) Chọn hệ số tải trọng tính:

Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên chọn

ψbα = 0,3 -0,4, chọn ψba = 0,5 theo tiêu chuẩn.

Ta có:

ψbd = ψ ba(u+1)

2 = 0,5∗(2,31+1)

2 = 0,8275 Ứng với ψbd vừa chọn, tra bảng 6.4(ứng với ψbd = 0,8275 và HB <350) ta có:

√0.5∗515,45533403,8∗1,0312∗2,31 =201,03 mm Theo tiêu chuẩn chọn aw = 200 mm

6) Chọn modul răng và số răng

z3 = 9340 = 2,33 ; Δu < 2% (thỏa)u < 2% (thỏa)

7) Xác định các kích thước bộ truyền bánh răng:

-Đường kính vòng chia:

d3 = m.Z3 = 3.40 = 120 mm

11) Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:

-Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức (6.86):

Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thoả mãn.

-Hệ số dạng răng theo công thức thực nghiệm (6.80)

308,57

81, 23,8

28879,783,58

F F F F

Y Y





-Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh có độ bền thấp hơn:

Ứng suất uốn được tính theo công thức (6.78):

Vậy độ bền uốn được thoả

 KIỂM NGHIỆM ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN NGÂM DẦU

-Việc bôi trơn hộp giảm tốc phải đảm bảo những điều kiện sau:

-Mức dầu thấp nhất ngập ( 0,7 ÷ 2) chiều cao răng h2 (

 a2 f2

2

d dh

-Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất hmax– hmin  10 15mm

-Mức dầu cao nhất không đựơc ngập quá 1/3 bán kính bánh răng (

(thỏa điều kiện bôi trơn).

C) TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

66,63

0, 2 0, 2

,9.20

2) Xác định khoảng cách giữa cái gối đỡ

Tra bảng 10.4 trang 191 ta tính được các khoảng cách

 

3

0, 2

T d





Xác định các lực tác dụng lên bánh răng :

3) Tính Đường Kính Các Trục :

 Trục 1 :

1 1

1596 071,59.175 233 1596.306,5 0

2997

1065

0.175 233 0

Tính moment tương đương tại mặt cắt nguy hiểm :

Qua đồ thị ta thấy vị trí nguy hiểm là C

 Trục 3 :

Chọn nối trục vòng đàn hồi, bộ phận công tác là xích tải nên chọn K=1,5

Moment xoắn tính toán Tt=K.T3=1,5.1183040,9=1774561,35Nmm

Chọn nối trục vòng đàn hồi có D0=260

Lực vòng tại chốt

3 0

2 2.1183040,9

9100260

Ft4=8890,06N

Fk=2730N

x y j

Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn:

Theo công thức 10.20 trang 195 [I], ta có:

3, 6 1, 76.59, 58

0, 05.0

0, 85.1, 7

0, 78.1, 7

Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn:

Theo công thức 10.20 trang 195 [I], ta có:

4, 02 1, 76.50, 93

0, 05.0

0, 81.1, 7

1 151, 73

12, 4

0

0, 76.1, 7

a

m

S K

S S S

x y j

W j

Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn:

Theo công thức 10.20 trang 195 [I], ta có:

4, 95 1, 76.38, 79

0, 05.0

0, 76.1, 7

a

m

S K

0, 73.1, 7

a

m

S K

Ta kiểm nghiệm điều kiện bền dập và bền cắt đối cới then bằng:

- Với các tiết diện trục dùng mối ghép then ta cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép

Chọn Thenb(mm

)

h(mm)

2.160031, 338.45.(8 5)

Chọn Thenb(mm

)

h(mm)

2.533403,852.63.(9 5, 5)

2 2.533403,8

23, 26 [ ] 52.63.14

Chọn Thenb(mm

)

h(mm)

2.1183040,962.100.(11 7)

 Xét tỷ số: ∑F aB 1

VF rB 1 =

2381,963502,89=0,68=e nên ta chọn X =1 và Y =0

 Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ K σ=1(bảng 11.2)

 Hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ (t ° C) đến tải tuổi thọ ổ K t=1 vì

4) Khả năng tải động tính toán của ổ:

5) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:

Hệ số Xo, Yo theo điều kiện ổ bi đỡ chặn với góc alpha = 26o

 Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ K σ=1

 Hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ (t ° C) đến tải tuổi thọ ổ K t=1 vì

Vì Q B 2<Q A 2 nên ta tính toán ổ theo thông số tại A2

Vì tải trọng thay đổi nên ta tính tải trọng tương đương theo công thức:

4 Khả năng tải động tính toán của ổ:

Ta thấy C tt<C=37,8 kN, Ổ thỏa điều kiện cho phép.

5.Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:

Ta thấy C tt<C=64,1 KN, Ổ thỏa điều kiện cho phép.

5.Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:

Tra bảng 11.6 => Xo = 0,6, Yo = 0,5

Q oA=¿

=0,6.7803,9+0,5.1012,1= 5,19(KN)

Q oA=F rA 2=7,8(KN)

Chọn QoAmax= 7,8< Co= 56,2(KN) => Ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh

CHỌN VÀ KIỂM TRA NỐI TRỤC ĐÀN HỒI

Sử dụng nối trục đàn hồi : moment xoắn tại trục đầu vào T = 1183040,9Nmm.Theo bảng 16.10 a và b trang 68 sách Trịnh Chất tập 2 , ta có bảng thông số nối trục như sau :

T

Nmm

dmm

Dmm

dm

mm

Lmm

lmm

Chọn vật liệu chốt nối trục là thép C45 với

+ Ứng suất uốn cho phép [σF]=70MPa ,+ Ứng suất dập giữa chốt và ống [σd]=3MPa

Hệ số chế độ làm việc k , ta chọn k=1,45 (tra bảng 14.1 trang 465 [III] )

Do đó điều kiện bền uốn và bền dập nối trục vừa chọn được thỏa

E) THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC

THIẾT KẾ VỎ HỘP

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

- Hộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ, …

- Vật liệu phổ biến: GX15-32

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

Các kích thước cơ bản của vỏ hộp:

1 Chiều dày:

4 Mặt bích chiều dài nắp và thân:

- Chiều dày bích thân hộp: S3 =14 mm

- Bánh răng với thành trong hộp:  = 9 mm

- Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp: 1 = 34 mm

Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm

5 Cửa thăm : Có tác dụng để kiểm tra , quan sát các chi tiết máy trong hộp giảm tốc khi lắp ghép và đổ dầu vào trong hộp , được bố trí trên đỉnh hộp.Cửa thăm được đậy bằng nắp.Trên nắp có lắp thêm nút thông hơi

6 Nút tháo dầu : có tác dụng để tháo dầu cũ vì sau một thời gian làm việc,dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn do bụi hoặc do hạt mài hoặc bị biến chất.

7 Vít tách nắp và thân : có tác dụng dùng để tác nắp và thân

8 Que thăm dầu : kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc

9 Ống lót : nhằm hạn chế các bánh răng trên trục và vai ổ lăn

Các phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc :

+ Bôi trơn ngâm dầu

+ Bôi trơn lưu thông

- Đối với bộ truyền hở của những máy không quan trọng,bôi trơn định kỳ bằngmỡ

Dầu bôi trơn HGT:

- Dầu công nghiệp được dùng rộng rãi nhất.Bôi trơn lưu thông dùng dầu côngnghiệp 45

-Dầu tuabin dùng bôi trơn các bộ truyền bánh răng quay nhanh

-Dầu ôtô,máy kéo AK10,AK15 dùng bôi trơn các loại HGT

PHẦN III:CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP

- Chọn dầu bôi trơn :

Bôi trơn hộp giảm tốc : Bằng cách ngâm dầu cho bánh răng ở nhiệt độ 500c ứngvới vận tốc của bộ truyền v >3 m/s Dầu có độ nhớt là 57centipois.Tra bảng ta chọn đượcdầu bôi trơn AK.Dầu AK có thể dùng để bôi trơn các loại hộp giảm tốc

Vòng trong của ổ lăn lắp lên trục theo hệ lỗ, còn vòng ngoài lắp lên vỏ theo hệ trục

Mối lắp theo kiểu H7/k6 là mối lắp trung gian được dùng để cố định các chi tiếtghép với nhau và các chi tiết này nhất thiết phải được cố định thêm bằng then, bulông,vít, chốt, vòng hãm …

Chi tiết

(1)

Mối lắp (2)

es (m)(3)

ei (m)(4)

ES m)(5)

EI (m)(6)

+25+30

00