Hop giam toc hai cap dong truc

hop giam toc dong truc

Đồ án TK hệ truyền động cơ khí GVHD:Th.S Diệp Lâm Kha Tùng Mục lục Trang Mục lục 1 Lời nói đầu .2 Đề tài thiết kế .3 Phần I:Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 4 Phần II:Tính toán các bộ truyền 6 Phần III:Tính toán trục và then .16 Phần IV:Thiết kế gối đỡ ổ trục 34 Phần V: Cấu tạo vỏ hộp và các chi tiết máy khác .38 Phần VI: Nối trục .42 Phần VII:Bôi trơn hộp giảm tốc 43 Tài liệu tham khảo .44 SVTK: Nguyễn Văn Đồng Hưng Trang 1 Đồ án TK hệ truyền động cơ khí GVHD:Th.S Diệp Lâm Kha Tùng LỜI NÓI ĐẦU: Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí. Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất.Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu. Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí ., và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí.Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad,Inventor, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí. Em chân thành cảm ơn thầy ThS.Diệp Lâm Kha Tùng, các thầy và các bạn khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án. Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mong nhận được ý kiến từ thầy và các bạn. Sinh viên thực hiện: Nguyễn Văn Đồng Hưng SVTK: Nguyễn Văn Đồng Hưng Trang 2 Đồ án TK hệ truyền động cơ khí GVHD:Th.S Diệp Lâm Kha Tùng SVTK: Nguyễn Văn Đồng Hưng Trang 3 Đồ án TK hệ truyền động cơ khí GVHD:Th.S Diệp Lâm Kha Tùng PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN I.Chọn động cơ điện: 1.Xác định công xuất động cơ: Do tải trọng thay đổi nên ta có td N = 2 2 2 1 1 1 .0,7 0,7 .0,3 5.5 5,06 0,7 0,3 n i i i n i i t P N t = = + = = + ∑ ∑ (kw) Hiệu suất chung của hệ thống 2 4 . . . d br ol k η η η η η = Với 0,95 d η = hiệu suất bộ truyền đai 0,96 br η = hiệu suất bộ truyền bánh răng 0,99 ol η = hiệu suất một cặp ổ lăn 1 k η = hiệu suất khớp nối đàn hồi 2 4 0,96.0,97 .0,99 .1 0,84 η ⇒ = = Công suất cần thiết trên trục động cơ 5,06 6,02 0,84 td ct N N η ≥ = = (kw) 2.Chọn động cơ: Chọn số vòng quay đồng bộ n đb = 1500 v/p Chọn động cơ Aoп-51-4 có N = 7,5KW , n=1460 v/p II.Phân phối tỉ số truyền: 1.Tỉ số truyền: Tỉ số truyền chung cho cả hệ thống: 1460 25.6 57 dc ch ct n i n = = = . . ch d bn bc i i i i= Ta chọn tỉ số truyền như sau: Đai thang 3 d i = . ch bn bc d i i i i = Để đảm bảo bôi trơn ngâm dầu: 2,9 bn bc i i= = Xác định công suất trên các trục Trục I : 1 . . 6,02.0,95.0,99 5,66 dc d ol N N η η = = = KW 2 4 0,96.0,97 .0,99 .1 0,84 η ⇒ = = Trục II : 2 1 . . 5,66.0,96.0,99 5,38 br ol N N η η = = = KW Trục III : 3 2 . . 5,38.0,96.0,99 5,11 br ol KW N N η η = = = SVTK: Nguyễn Văn Đồng Hưng Trang 4 Đồ án TK hệ truyền động cơ khí GVHD:Th.S Diệp Lâm Kha Tùng 2.Số vòng quay mỗi trục: Trục I : 1 1460 487 3 dc d n n n = = = (vòng/ phút) Trục II : 1 2 478 165 2,9 n n n i = = = (vòng/ phút) Trục III : 2 3 165 57 2,9 c n n i = = = (vòng/ phút) 3.Momen xoắn trên trục và động cơ: 6 9,55.10 .N n T = momen xoắn trên trục động cơ: 6 6 9,55.10 . 9,55.10 .6,02 39377,4 1460 dc dc dc N T n = = = (Nmm) Trục I : 6 6 1 1 1 9,55.10 . 9,55.10 .5,66 113081,6 478 N T n = = = (Nmm) Trục II : 6 6 2 2 2 9,55.10 . 9,55.10 .5,38 311387,9 165 N T n = = = (Nmm) Trục III : 6 6 3 3 1 9,55.10 . 9,55.10 .5,11 856149,1 57 N T n = = = (Nmm) Bảng tổng hợp kết quả các thông số cho hộp giảm tốc và bộ truyền đai Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục III Công suất (kW) 6,02 5,66 5,38 5,11 Tỉ số truyền 3 2,9 2,9 Số vòng quay (vòng/phút) 1460 487 165 57 Moment xoắn (Nmm) 38377,4 113087,9 311387,9 856148,1 SVTK: Nguyễn Văn Đồng Hưng Trang 5 Đồ án TK hệ truyền động cơ khí GVHD:Th.S Diệp Lâm Kha Tùng Phần II :Thiết kế các bộ truyền I.Thiết kế bộ truyền đai: d2 d1 a ß/2 ß ß/2 ß/2 d 2 - d 1 O 2 O 1 a 1 Công suất : N = 6,02 (KW) Số vòng quay 1460 dc n = (vòng/ phút) Tỉ số truyền 3 d i = 1.Chọn loại đai: Giả sử vận tốc của đai v > 5 m/s, theo bảng 5-13 ta có thể chọn loại đai Б. Tiết diện của đai: (theo bảng 5-11)  Kích thước tiết diện đai .a h (mm): 17.10,5  Diện tích tiết diện 2 ( )F mm : 138 2.Định đường kính bành đai: - Đường kính bánh đai nhỏ: Theo bảng 5-14 ta lấy 1 160D mm= Vận tốc vòng 1 . . .160.1460 12,23 / 60.1000 60.1000 dc D n v m s π π = = = nằm trong phạm vi cho phép (nhỏ hơn vận tốc cho phép max (30 35 / )v m s = ÷ -Tính đường kính 2 D của bánh lớn: Đường kính bánh lớn 2 D được tính theo công thức: ( ) 2 1 . . 1 d D D i ξ = − với hệ số trượt 0.02 ξ = . ( ) 2 160.3. 1 0,02 470,4D mm= − = . Theo bảng 5-15, chọn đường kính bánh đai lớn theo tiêu chuẩn. Lấy 2 D =500mm. Số vòng quay thực , 1 n của trục bị dẫn: SVTK: Nguyễn Văn Đồng Hưng Trang 6 Đồ án TK hệ truyền động cơ khí GVHD:Th.S Diệp Lâm Kha Tùng , 1 1 2 160 (1 ). . (1 0,02).1460. 458 500 dc D n n D ξ = − = − = vg/ph , 2 n sai lệch không quá 5% so với n 2 nên không cầ chọn lại đường kính D 2 3.Chọn sơ bộ khoảng cách trục A: theo bảng 5-16, 2 630A D mm= = 4.Định chính xác chiều dài đai và khoản cách trục A: Chiều dài đai được tính theo công thức: ( ) ( ) 2 2 1 2 1 2 2. .( ) 2 4. 630 160 2 630 (630 160) 2617,1 2 3 630 D D L A D D A mm π π − = + + + = − = × + × + + = × Lấy L theo tiêu chuẩn, theo bảng 5-12: L = 2650 mm. Kiểm nghiệm số vòng chạy u trong 1 giây: max 4,6 10 v u u L = = < = Xác định chính xác khoảng cách trục A [công thức (5-2)] [ ] 2 2 2 1 2 1 2 1 2 2 2. ( ) 2. ( ) 8.( ) 8 2.2650 (630 160) [2.2650 (630 160)] 8.(630 160) 663 8 L D D L D D D D A mm π π π π − + + − + − − = − + + − + − − = = Kiểm tra: khoảng cách trục A vừa tìm được thỏa mãn điều kiện 1 1 1 1 0,55.( ) 2( )D D h A D D+ + ≤ ≤ + Khoảng cách nhỏ nhất, cần thiết để mắc đai: min 0,015. 663 0,015.2650 623A A L= − = − = mm Khoảng cách lớn nhất, cần thiết để tạo lực căng: max 0,03 663 0,03.2650 742,5A A L= + = + = mm 5.Kiểm nghiệm góc ôm: 0 0 0 2 1 1 180 57 140 D D A α − = − = Góc ôm thỏa mãn điều kiện 0 1 120 α ≥ . 6. Xác định số đai Z cần thiết: Chọn ứng suất căng ban đầu 2 0 1,2 /N mm σ = và theo trị số 1 D tra bảng 5-17 tìm được ứng suất có ích cho phép 2 0 1,67 / p N mm σ   =   Các hệ số: 0,9 t C = (tra bảng 5-6), 0,89C α = (tra bảng 5-18), 0,94 v C = (tra bảng 5-19). Số đai: 0 1000 1000.6,02 12,23.1,67.0,9.0,89.0,94.138 . . . . . 2,83 ct p t v N Z v C C C F α σ ≥ =     = Lấy số đai Z = 3 SVTK: Nguyễn Văn Đồng Hưng Trang 7 Đồ án TK hệ truyền động cơ khí GVHD:Th.S Diệp Lâm Kha Tùng 7.Định các kích thước chủ yếu của bánh đai: Chiều rộng bánh đai: ( 1) 2B Z t S= − + Với t = 20, S = 12,5 ( tra bảng 10-3) (3 1).20 2.12,5 65B mm= − + = . Đường kính ngoài cùng của bánh đai: bánh dẫn: 1 1 0 2. 160 2.5 170 n D D h mm= + = + = bánh bị dẫn: 2 2 0 2 630 2 5 640 n D D h mm= + × = + × = với 0 5h = (theo bảng 10-3). 8.Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục R: Lực căng ban đầu: 0 0 . 1,2.138 165,6S F N σ = = = Lực tác dụng lên trục: 0 1 0 128 3. . .sin 3.165,6.3.sin 1339 2 2 R S Z N α = = = II. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh: 1.Chọn vật liệu chế tạo bánh răng: o Bánh nhỏ: thép 45 thường hóa, 2 600 / b N mm σ = 2 300 / ch N mm σ = HB = 200, phôi rèn (giả thuyết đường kính phôi dưới 100mm). o Bánh lớn: thép 35 thường hóa, 2 500 / b N mm σ = 2 260 / ch N mm σ = HB = 170, phôi rèn (giả thuyết đường kính phôi 100 ÷ 300mm). 2.Xác định ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép: a) Ứng suất tiếp xúc cho phép: Số chu kỳ làm việc của bánh lớn 3 2 max 60. . . . i i i M N u n T M   =  ÷   ∑ Trong đó: u – số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng , , i i i M n T - mômen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số thời giờ bánh răng làm việc ở chế độ i max M - mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (ở đây không tính đến mômen xoắn do quá tảitrong thời gian rất ngắn) 3 3 2 7 7 0 60.1.(1 .0,7 0,7 .0,3).165.19200 15,3.10 10 N N = + = > = Vậy số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ 1 2 1 .N N i= cũng lớn hơn số chu kỳ cơ sở 7 0 10N = Do đó hệ số chu kỳ ứng suất ' 1 N k = đối với cả hai bánh răng Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng lớn (bảng 3-9) [ ] 2 2 2,6.170 442 / tx N mm σ = = Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng nhỏ [ ] 2 1 2,6.200 520 / tx N mm σ = = SVTK: Nguyễn Văn Đồng Hưng Trang 8 Đồ án TK hệ truyền động cơ khí GVHD:Th.S Diệp Lâm Kha Tùng Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là [ ] 2 2 442 / tx N mm σ = b) Ứng suất uốn cho phép: Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn 2 max 60. . . . m i i i M N u n T M   =  ÷   ∑ Trong đó: m – bậc đường cong mỏi uốn, lấy 6m ≈ 6 6 2 7 60.1.(1 .0,7 0,7 .0,3).165.19200 13,98.10 N = + = Số chu kỳ làm việc của bánh răng nhỏ 7 7 1 2 . 13,98.10 .2,9 40,54.10N N i = = = Vậy cả 1 N và 2 N đều lớn hơn 6 0 5.10N = , do đó '' 1 N k = Giới hạn mỏi uốn của thép 45 2 1 0.43.600 258 /N mm σ − = = ; giới hạn mỏi uốn của thép 35 2 1 0,43.500 215 /N mm σ − = = . Hệ số an toàn n=1,5; hệ số tập trung ứng suất ở chân răng 1,8K σ = Vì ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động cho nên tính ứng suất uốn cho phép bởi công thức sau: [ ] '' 0 . . n u k n k σ σ σ = Bánh lớn [ ] 2 1 1,5.258.1 143,33 / 1,5.1,8 u N mm σ = = Bánh lớn [ ] 2 2 1,5.215.1 119,44 / 1,5.1,8 u N mm σ = = 3. Sơ bộ lấy hệ số tải trọng: . 1,3 tt d K K K = = 4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: 0,4 A b A ψ = = 5.Tính khoảng cách trục: Khoảng cách trục được tính theo công thức: [ ] 2 6 3 ' 2 1.05.10 . ( 1). . . . . A tx K A i i n σ ψ θ   Ν ≥ ±  ÷  ÷   Lấy ' 1,25 θ = => 2 6 3 1,05.10 1,3.5,66 (2,9 1). . 152,55 442.2,9 0,4.1,25.165 A   ≥ + =  ÷   mm. Lấy A= 155mm 6.Tính vận tốc vòng của bánh răng và chon cấp chính xác chế tạo bánh răng: Ta có: 1 2 . . 2 .155.478 1,99 60.1000.( 1) 60.1000.(2,9 1) A n v i π π = = = + + m/s Với vận tốc này, theo bảng 3-11 ta có thể chọn cấp chính xác cho bánh răng là cấp 9. 7.Định chính xác hệ số tải trọng K: SVTK: Nguyễn Văn Đồng Hưng Trang 9 Đồ án TK hệ truyền động cơ khí GVHD:Th.S Diệp Lâm Kha Tùng Chiều rộng bánh răng . 0.4.155 62 A b A ψ = = = mm. Lấy b = 65mm. Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ 1 2.155 79,5 2,9 1 d = = + mm ≈ 80mm Do đó 1 65 0,81 80 d b d ψ = = = . Với 0,81 d ψ = theo bảng 3-12 tìm được 1,22 ttbang K = . Tính hệ số tập trung tải trọng thực tế: 1,11 1 1,11 2 tt K + = = Theo bảng 3-14 tìm được hệ số tải trọng động 1, 2 d K = ( giả sử 2,5. sin n m b β > ). Hệ số tải trọng: . 1,11.1,2 1,332 tt d K K K= = = So sánh kết quả này ít sai khác so với trị số dự đoán (K = 1,3) cho nên không cần tính lại khoảng cách trục A. Như vậy có thể lấy chính xác A = 155mm. 8.Xác định môđun, số răng và góc nghiêng của răng: Môđun pháp (0,01 0,02).155 (1,55 3,1) n m = ÷ = ÷ mm. Lấy n m = 2mm Sơ bộ chọn góc nghiêng:β=15 0 cosβ=0,965 Tổng số răng của hai bánh 1 2 2. .cos 2.155.0,965 149 2 t n A Z Z Z m β = + = = = . Số răng bánh nhỏ 1 149 38 1 2,9 1 t Z Z i = = = + + Lấy 1 38Z = Trị số 1 Z lớn hơn trị số giới hạn cho trong bảng 3-55. Số răng bánh lớn 2 1 . 2,9.38 110Z i Z= = = Lấy 2 110Z = . Tính chính xác góc nghiêng β : . (38 110).2 cos 0.954 2. 2.155 t n Z m A β + = = = Vậy β=17 o 17’ Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện 2,5. 2,5.2 65 16,82 sin 0,299 n m b β = > = = mm 9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: SVTK: Nguyễn Văn Đồng Hưng Trang 10 . quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad,Inventor, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí. Em chân thành cảm. chu kỳ cơ sở 7 0 10N = Do đó hệ số chu kỳ ứng suất ' 1 N k = đối với cả hai bánh răng Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng lớn (bảng 3-9) [ ] 2