Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí

LỜI NÓI ĐẦU Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức cơ sơ cho sinh viên về kết cấu máy. Khi thiết kế hệ thống dẫn cơ khí chúng ta cần và phải nắm đươc những vấn đề cơ bản về máy và hệ thống dẫn động.( tính toán theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc ,thiết kế vỏ,khung Chọn cấp chính xác lắp ghép, tra dung sai,số liệu và trình bày bản vẽ là nhũng thao tác cần thiết không thể thiếu được nhằm phục vụ cho công việc tính toán. Đối với mỗi sinh viên học nghành cơ khí đây có thể xem như là đồ án đầu tay của mình nhưng nó tổng hợp được các kiến thức cơ bản trong những năm học vừa qua. Do vậy , tuy mỗi sinh viên có đầu đề thiết kế cụ thể, các hệ thống dẫn động khác nhau nhưng chung quy lại nó đòi hỏi mỗi người cần phải có những kiến thức nhất định thì mới giải quyết được yêu cầu đặt ra.Đồng thời qua đồ án môn học này sinh viên được tiếp xúc dần với thực tế hơn và từ đó xác định rõ công việc thực tế của nghành nghề trong tưong lai để từ đó xác định rõ nhiệm vụ học tập của mình bây giờ. Trong quá trình bắt đầu làm đồ án cho đến lúc hoàn thành , dù nhận được sự tận tình giúp đỡ của thầy và các bạn nhưng em cũng không thể thiếu những sai sót.Em mong thầy tiếp tục chỉ dẫn để em có thể hoàn thành tốt đồ án của mình , em xin chân thành cảm ơn ! Đà Nẵng , tháng 11 năm 2010 Sinh viên thực hiện MỤC LỤC ĐỒ ÁN THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN VĂN YẾN 1 November 1, 2010 Lời nói đầu 2 PHẦN I : PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN VÀ LẬP BẢNG SỐ LIỆU 3 1.1 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.2 TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ TRÊN TRỤC 1.3 BẢNG KẾT QUẢ TÍNH TOÁN PHẦN II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 5 2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG 2.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG 2.3 BÔI TRƠN NGÂM DẦU BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG PHẦN III : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 22 3.1 CHỌN VẬT LIỆU CHẾ TẠO TRỤC 3.2 TÍNH SƠ BỘ ĐƯỜNG KÍNH TRỤC 3.3 XÁC ĐỊNH KHOẢNG CÁCH GIỮA CÁC GỐI ĐỠ VÀ ĐIỂM ĐẶT LỰC 3.4 XÁC ĐỊNH TẢI TRỌNG TÁC DỤNG LÊN TRỤC 3.4 XÁC ĐỊNH ĐƯỜNG KÍNH VÀ CHIỀU DÀI CÁC ĐOẠN TRỤC 3.5 TÍNH KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN MỎI 3.7 TÍNH MỐI GHÉP THEN TRÊN TRỤC 3.8 BIỂU ĐỒ PHÂN TÍCH LỰC TÁC DỤNG LÊN CÁC BÁNH RĂNG 3.9 BIỂU ĐỒ MOMEN UỐN VÀ MOMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC PHẦN IV : TÍNH CHỌN Ổ LĂN 39 4.1 TÍNH CHỌN Ổ LĂN CHO TRỤC I 4.2 TÍNH CHỌN Ổ LĂN CHO TRỤC II 4.3 TÍNH CHỌN Ổ LĂN CHO TRỤC III PHẦN V : TÍNH CHỌN KHỚP NỐI 46 5.1 CHỌN LOẠI VÀ KÍCH THƯỚC NỐI TRỤC 5.2 KIỂM NGHIỆM ĐIỀU KIỆN BỀN PHẦN VI : TÍNH THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC 48 6.1 KẾT CẤU VỎ HỘP GIẢM TỐC ĐÚC ĐỒ ÁN THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ ĐỒ ÁN THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN VĂN YẾN 2 November 1, 2010 HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG HAI CẤP ĐỒNG TRỤC PHẦN I : PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN VÀ LẬP BẢNG SỐ LIỆU 1.1 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Tỷ số truyền động chung: u = n 1 n 3 = 1350 100 = 13,5 Trong đó : n 1 là số vòng quay trên trục vào của hộp giảm tốc n 3 là số vòng quay trên trục ra của hộp giảm tốc Ta có : u = u nh . u ch Trong đó : u nh : Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp nhanh u ch : Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp chậm Vì khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng cập nhanh và cấp chậm trong hộp giảm tốc đồng trục bằng nhau ⇒ tỷ số truyền của hai cấp nên được lấy như nhau: u nh = u ch = √ u = √ 13,5 = 3,674 Kết luận : u = 13,5 ; u nh = u ch = 3,674 1.2 TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ TRÊN TRỤC 1.2.1 TÍNH CÔNG SUẤT TRÊN CÁC TRỤC Ta có công suất truyền động : p = 6,5 Kw Tra bảng 2.3 trang 19 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí(tập 1) ĐỒ ÁN THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN VĂN YẾN 3 November 1, 2010 Ta có : η ol = 0,99 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn η br = 0,96 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ η k = 0,99 : Hiệu suất của khớp nối Công suất trên trục III : p 3 = p η k . η ol = 6,5 0,99 . 0,99 = 6,632 Kw Công suất trên trục II : p 2 = p 3 η br .η ol = 6,632 0,96 . 0.99 = 6,98 Kw Công suất trên trục I : p 1 = p 2 η br .η ol = 6,98 0,96. 0.99 = 7,34 Kw Công suất động cơ : p đc được lấy theo tiêu chuẩn p tc ≥ p 1 η k = 7,34 0,99 = 7,42 Kw Tra bảng phụ lục P 1.3 trang 236 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí(tập 1) , ta chọn được kiểu động cơ : 4A132S4Y3 với các thông số kỹ thuật : p đc = 7,5 Kw , n đc = 1455 ( vòng/phút) , T k T dn = 2,0 1.2.2 TÍNH SỐ VÒNG QUAY TRÊN CÁC TRỤC Theo đề bài đã cho : Số vòng quay trên trục vào của HGT (trục I) : n 1 = 1350 (v/p) Số vòng quay trên trục ra của HGT (trục III) : n 3 = 100 (v/p) Ta có : Số vòng quay trên trục II : n 2 = n 1 u nh = 1350 3,674 = 367,44(v/p) 1.2.3 TÍNH MOMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC ĐỒ ÁN THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN VĂN YẾN 4 November 1, 2010 Momen xoắn trên trục I : T 1 = 9,55. 10 6 . p 1 n 1 = 9,55. 10 6 7,34 1350 = 51924 N.mm Momen xoắn trên trục II : T 2 = 9,55. 10 6 . p 2 n 2 = 9,55. 10 6 6,98 367,44 = 181415 N.mm Momen xoắn trên trục III : T 3 = 9,55. 10 6 . p 3 n 3 = 9,55. 10 6 6,632 100 = 633356 N.mm 1.3 BẢNG KẾT QUẢ TÍNH TOÁN Từ những số liệu tính toán ở trên ta lập được bảng số liệu sau: Trục Thông số I II III n (v/p) n 1 = 1350 n 2 = 367,44 n 3 = 100 u u nh = 3,674 u ch = 3,674 p (Kw) p 1 = 7,34 p 2 = 6,98 p 3 = 6,632 T (N. mm) T 1 = 51924 T 2 = 181415 T 3 = 633356 PHẦN II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG 2.1.1 CHỌN VẬT LIỆU CHẾ TẠO BÁNH RĂNG ĐỒ ÁN THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN VĂN YẾN 5 November 1, 2010 Vì bộ truyền chịu công suất nhỏ( P= 6,5 Kw) và tải trọng rung động nhẹ nên ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng thuộc nhóm I (HB ≤ 350) Tra bảng 6.1 trang 92 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí(tập 1) ta chọn được vật liệu chế tạo bánh răng như sau: Bánh nhỏ: Vật liệu thép C45-tôi cải thiện Có HB=241÷285 ; σ b3 =850MPa ; σ ch3= 580MPa => chọn độ cứng của bánh răng nhỏ là HB 3 =260 Bánh lớn: Vật liệu thép C45-tôi cải thiện Có HB=192÷240 ; σ b4 =750MPa ; σ ch4 =450MPa => chọn độ cứng của bánh răng 2 là HB 4 =230 2.1.2 XÁC ĐỊNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP A. Ứng suất tiếp xúc cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức : [ σ H ] = ( σ Hlim 0 / s H ). Z R . Z V . K xH . K HL Trong đó: Z R - hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc Z V – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng K HL - hệ số tuổi thọ khi tính về tiếp xúc K xH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng Trong bước tính thiết kế sơ bộ : Z R . Z V . K xH = 1 ⇒ [ σ H ] = ( σ Hlim 0 . K HL / s H ) ĐỒ ÁN THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN VĂN YẾN 6 November 1, 2010 s H – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc σ Hlim 0 – giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng Tra bảng 6.2 trang 94 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí(tập 1) ta có: s H = 1,1 và σ Hlim 0 = 2HB +¿ 70 Suy ra : σ Hlim3 0 = 2.HB 3 +¿ 70 = 2. 260 + 70 = 590 MPa σ Hlim4 0 = 2.HB 4 +¿ 70 = 2. 230 + 70 = 530 MPa K HL = m H √ N HO N HE m H – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc. Do độ rắn mặt răng có HB ≤ 350 nên m H = 6 N HO – Số chu kỳ thay đổi ư/s cơ sở khi thử về tiếp xúc , N HO = 30. . H HB 2,4 N HO3 = 30. H HB3 2,4 = 30. 260 2,4 = 18,75. 10 6 N HO4 = 30. H HB4 2,4 = 30. 230 2,4 = 13,97. 10 6 ( H HB : Độ rắn Brinen) N HE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương ĐỒ ÁN THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN VĂN YẾN 7 November 1, 2010 Với bộ truyền chịu tải trọng tĩnh : N HE = 60.c.n. ∑ t Trong đó : - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay , c = 1 - n là số vòng quay trong một phút n=n3= 100 (vòng/phút) - ∑ t là tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét , ∑ t = 6.150.8= 7200 giờ Với bánh răng lớn lắp trên trục III, ta có n=n3= 100 (vòng/phút): N HE4 = 60.1.100.7200 = 43,2. 10 6 Vì N HE4 >¿ N HO4 nên ta lấy N HE4 =N HO4 để tính . Do đó : K HL4 = 1 N HE3 = N HE4 . u ch = 43,2. 10 6 .3 .674=¿ 158,7. 10 6 > N HO3 N HE3 > N HO3 .Suy ra K HL3 = 1 Vậy ứng suất sơ bộ của bánh răng : [ σ H3 ] = ( σ Hlim3 0 . K HL3 /s H ) = (590.1/1,1) = 536,36 MPa [ σ H4 ] = ( σ Hlim4 0 . K HL4 / s H ) = (530.1/1,1) = 481,82 MPa Do truyền động bánh răng nghiêng nên ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức: [ σ H ] = [ σ H3 ] +[σ H4 ] 2 = 536,36 +481,82 2 = 509,09 MPa Và [ σ H ] thỏa mãn điều kiện : [ σ H ] ≤ 1,25. [σ H ] min [σ H ] min = Min( [ σ H3 ] , [ σ H4 ] ) = 481,82 MPa ĐỒ ÁN THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN VĂN YẾN 8 November 1, 2010 Suy ra điều kiện : [ σ H ] ≤ 1,25. [σ H ] min = 602,275 MPa được thỏa mãn Vậy [ σ H ]= 509,09 MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng: Bánh nhỏ : [σ H3 ] max = 2,8 . σ ch3 =2,8.580 = 1624 MPa Bánh lớn : [σ H4 ] max = 2,8 . σ ch4 =2,8.450 = 1260 MPa Vậy ta chọn [σ H ] max = 1260 MPa B Ứng suất uốn cho phép Ứng suất uốn cho phép dược xác định theo công thức: [ σ F ] = ( σ Flim 0 /s F ). Y R . Y S . K xF . K FC . K FL Trong đó : Y R - hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Y S -hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất K xF - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng K FC - hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải K FL - hệ số tuổi thọ khi tính về uốn ĐỒ ÁN THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN VĂN YẾN 9 November 1, 2010 Trong bước tính thiết kế sơ bộ : Y R . Y S . K xF = 1 ⇒ [ σ F ] = ( σ Flim 0 . K FC . K FL / s F ) s F – hệ số an toàn khi tính về uốn , σ Flim 0 – giới hạn bền uốn của bánh răng Tra bảng 6.2 trang 94 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí(tập 1) ta có: s F = 1,75 và σ Flim 0 = 1,8HB Suy ra : σ Flim3 0 = 1,8.HB 3 = 1,8. 260 = 468 MPa σ Flim4 0 = 1,8.HB 4 = 1,8. 230 = 414 MPa K FL = m F √ N FO N FE m F – bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn Do độ rắn mặt răng có HB ≤ 350 nên m F = 6 N FO – Số chu kỳ thay đổi ư/s cơ sở khi thử về uốn , N FO = 4. 10 6 (đối với mọi loại thép) N FO3 = N FO4 =¿ 4. 10 6 N FE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương ĐỒ ÁN THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN VĂN YẾN 10 November 1, 2010 . sinh viên về kết cấu máy. Khi thiết kế hệ thống dẫn cơ khí chúng ta cần và phải nắm đươc những vấn đề cơ bản về máy và hệ thống dẫn động. ( tính toán theo. BỀN PHẦN VI : TÍNH THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC 48 6.1 KẾT CẤU VỎ HỘP GIẢM TỐC ĐÚC ĐỒ ÁN THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ ĐỒ ÁN THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN