Đồ án thiết kế chi tiết máy CHỌN ĐỘNG cơ và PHÂN PHỐI tỉ số TRUYỀN

LỜI NÓI ĐẦUThiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí.. Vì vậy,việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng tron

M C L C ỤC LỤC ỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 1

PHẦN 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 4

1 Tính toán chọn động cơ 4

2 Phân phối tỉ số truyền cho hệ dẫn động 5

3 Bảng đặc tính 5

PHẦN 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 7

1 Chọn loại đai 7

2 Xác định các thông số bộ truyền 7

3 Tính toán lực tác dụng 8

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN HỘP GIẢM TỐC CÔN TRỤ 10

1 Bộ truyền cấp nhanh – bánh răng côn răng thẳng 10

2 Bộ truyền cấp chậm – bánh răng trụ răng thẳng 20

PHẦN 4: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN 30

1 Tính toán lực tác dụng 30

2 Tính toán sơ bộ trục 30

3 Thiết kế trục 31

4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 37

5 Tính chọn then cho các trục và kiểm nghiệm then 38

6 Kiểm nghiệm trục 39

PHẦN 5 : THIẾT KẾ KHỚP NỐI TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN 42

1 Khớp nối trục 42

2 Chọn ổ lăn 43

PHẦN 6: THIẾT KẾ VỎ HỘP 50

1 Thiết kế vỏ hộp và chọn bulông 50

2 Các chi tiết phụ khác 55

3 Các đặc tính kỹ thuật chủ yếu của hộp giảm tốc 55

4 Bôi trơn hộp giảm tốc 56

PHẦN 7: CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP 57

1 Chọn kiểu lắp ghép 57

2 Dung sai và lắp ghép mối ghép then 57

Các kiểu lắp ghép trong bộ truyền 57

TÀI LIỆU THAM KHẢO 59

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 côngcuộc 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 Cơ lý thuyết, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật, Vẽ 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 Cơ khí, đây là điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí

Em chân thành cảm ơn thầy, các thầy cô và các bạn trong 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

Trần Thanh Tùng

PHẦN 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Sơ đồ nguyên lí Hệ dẫn động băng tải và Sơ đồ gia tải

1 Động cơ điện không đồng bộ 3 pha

2 Bộ truyền bánh đai thang

+ Hệ thống truyền động băng tải làm việc với các thông số sau:

+ Công suất trục công tác: 13 (kW)

+ Số vòng quay trục công tác: 9 (vg/ph)

+ Thời gian phục vụ: L = 5 (năm)

+ Quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ ( 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ )

+ Chế độ tải: T T1 ; T2  0,8 T ; t1  0,7 tck ;t2  0,3 tck

1.2 Xác định công suất cần thiết của động cơ.

Công suất trục công tác (kW)

Số vòng quay trục công tác (vg/ph)

Số năm làm việc

Công suất cần thiết của động cơ điện được tính theo công thức sau:

t ct

P P





Trong trường hợp này tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có: P Pt  td và Ptd được tính

theo công thức sau:

= 0,9954 0,99 0,98 0,97 0,96 = 0,88

Công suất cần thiết của động cơ điện:

t ct

P P





=

12,270,88 =13,9 4 (kW)

1.3 Chọn động cơ.

Dựa vào bảng P1.3/ trang 237- sách “ Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1” của “Trịnh Chất – Lê Văn Uyển”, ta có thông số P ct=15 kW ; n db=1 460 v/ph phù hợp với động cơ 4A160S4Y3, có các số liệu kĩ thuật như sau:

Kiểu động cơ Công suất (kW) Số vòng quay(v/ph) cos φ  % max

dn

T T

K

dn

T T

2 Phân phối tỉ số truyền cho hệ dẫn động.

Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động băng tải:

u t=n đc

n lv=

14 60

9 =162,22

Ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng côn trụ: u h=u brc u brt=12

Tra bảng 3.21 trang 45 (TK1), với u h=12 ta tìm được u brc=3,75

Suy ra: Tỉ số tuyền cặp bánh răng trụ: u brt= u h

u brc=

123,75=3,2

Tỉ số tuyền của bộ truyền động đai: u đ=u t

u h=

162.22

12 =13, 51

3 Bảng đặc tính.

3.1 Tính toán công suất trên các trục.

Công suất động cơ: P đc=15(kW )

Công suất trên trục 1: P1=P đc η ol η đai=15 0,99 0,96=14,25(kW )

Công suất trên trục 2: P2=P1 η ol η brc=14,25 0,99 0,97=13,68 (kW )

Công suất trên trục 3: P3=P2 η ol η brt=13,68 0,99 0,98=13,27(kW )

Công suất trên trục làm việc : P lv=P3.η ol η kn=13,27 0,99 0,99=13(kW )

3.2 Tính toán số vòng quay trên các trục.

Số vòng quay của động cơ: n đc=1460 v / ph

Số vòng quay trục 1: n1=n đc

u đai=

146013,51=108,06 v / ph

Số vòng quay trục 2: n2= n1

u brc=

108,063,75 =28,81 v / ph

Số vòng quay trục 3: n3= n2

u brt=

28,813,2 =9,003 v / ph

Số vòng quay trục làm việc: n lv=n3

u kn=

9,003

1 =9 , 003 v / ph

3.3 Tính toán moment xoắn trên các trục.

Moment xoắn của động cơ: T đc=9,55.106 P đc

PHẦN 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

Số liệu đầu vào :

 Thõa mãn điều kiện.

P1 – công suất trên trục bánh đanh chủ động (kW);

[P0] - công suất cho phép (kW), đối với đai thang thường, theo bảng 4.19,chọn [P0] = 4,61 kW;

Kđ – hệ số tải trọng động (bảng 4.7), Kđ = 1,25;

Cα – hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1 (bảng 4.15); Cα = 0,89

C1 - hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai ( bảng 4.16; C1 = 1,0

Cu - hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền ( bảng 4.17); Cu =1,14

Cz - hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dâyđai ( bảng 4.18); Cz = 1

Xác định lực căng ban đầu:

Lực căng trên 1 đai dược xác định theo công thức sau:

0.178 13,72

138 +

2.4

180.100=9,08 MPa<10 MPa

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN HỘP GIẢM TỐC CÔN TRỤ

Thông số kỹ thuật

- Công suất bộ truyền: P1=7,5 kW

- Tỉ số truyền hộp giảm tốc: u h=12

o Tỉ số truyền cặp bánh răng côn răng thẳng: u brc=3,75

o Tỉ số truyền cặp bánh răng trụ răng thẳng: u brt=3,2

- Số vòng quay và moment xoắn trên các trục:

o Trục 1: n1=456,11( ph v );T1=149245,17 N mm

o Trục 2:n2=121,63(ph v );T2=537447,58 N mm

o Trục 3:n3=38,009(ph v );T3=1668592,96 N mm

- Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ ( 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca

làm việc 8 giờ, thời gian phục vụ trong 5 năm)

- Đây là bộ truyền bôi trơn tốt (bộ truyền kín, bôi trơn ngâm dầu) nên ta tính theo độ bền mỏi tiếp xúc để tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt và kiểm nghiệm theo độ bền

1.3.1 Ứng suất cho phép tiếp xúc

Ta có thể tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức sau:

H

K s

Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kỳ cơ sở:

σ 0 H lim 1=2 H1+70=2 250+70=570 HB

σ 0 H lim 2=2 H2+70=2 230+70=530 HB

Hệ số tuổi thọ KHL được tính theo công thức sau: H

HO m HL

HE

N K

m - là bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6;

Số chu kỳ làm việc tương đương được tính theo công thức sau:

Số chu kỳ làm việc cơ sở được tính như sau:NHO  30 HB2,4

Suy ra: N HO 1=30 HB2,4=30 2502,4=1,706 107 chu kỳ

N HO 2=30 HB2,4=30 2302,4=1,397 107chu kỳ

Hệ số an toàn: S H=1,1 (bảng 6.2 (TK1))

Vì N HE>N HO nên ta lấy N HE=N HO để tính toán ⟹ K HL 1=K HL2=1

Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

[σ H 1]=σ 0 Hlim 1 K HL1

S H 1 =

5701,1=518 MPa

[σ H 2]=σ 0 Hlim2 K HL2

S H 2 =

5301,1=482 MPa

Vì đây là bộ truyền bánh răng côn - răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong 2 giá trị của  H1và  H2 Tức là [σ H]=482 MPa

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:  Hmax 2,8ch

Suy ra:  H1max 2,8 580 1624  MPa

F F m FL

F

N K

N



Trong đó:

mH - là chỉ số mũ, có giá trị bằng 6 (vì HB < 350)

Số chu kỳ cơ sở: NFO   4 106 chu kỳ

Số chu kỳ làm việc tương đương tính theo công thức sau:

[σ F 2]=σ 0 Flim2 K FL2

S F 2 =

4141,75=236,57 MPa

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

 Fmax 0,8ch

Suy ra:  F1max 0,8 580 464  MPa

-T1: moment xoắn trên bánh răng chủ động:T1=149245,57Nmm

-[σ¿¿H ]¿ - ứng suất tiếp xúc cho phép: [σ¿¿H ]=482 MPa¿

Theo bảng 6.22 ta chọn được: z 1 p=19 Với HB ≤ 350 ta có

z =1,6 z =1,6 19 ≈ 30 răng nên ta chọn z =30 răng

b Đường kính trung bình và mô đun trung bình.

1.4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng phải thỏa mãn điều kiện:

2 1

2 1

Z - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với bánh răng côn răng thẳng:

- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

K Hβ=1,23 ( đã tra theo bảng 6.21 ở phần trên)

H

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

khớp, với bánh răng côn răng thẳng KH  1

Hv

K - là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức:

1 1

1 2

H m Hv

H H

v bd K

Theo bảng 6.15 chọn δ H=0,006

Theo bảng 6.16 chọn g0 = 47 (với m = 3)

T1=149245,57 Nmm – moment xoắn trên trục bánh răng chủ động

b- chiều rộng vành răng ăn khớp: b=K be R e=0,275 173,9=47,8 mm

Suy ra: v H=δ H g0 v √d m 1(u+1)

 H - ứng suất tiếp xúc cho phép, [σ H]=482 MPa

Như vậy ta tính được ứng suất tiếp xúc:

σ H=274.1,76 0,86 √2 149245,57.1,43.√3,752+1

0,85 47,8 77, 42.3,75 =466,46 MPa

σ H<[σ H]=482 MPa

Vậy điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc được thỏa mãn

1.4.4 Kiểm tra răng về độ bền uốn.

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không vượt quá một giá trị cho phép

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

ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng K Fα=1

Fv

K - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công

thức sau:

1 1

1 2

F m Fv

F F

v bd K

 

, Với :

1 0

Suy ra: v F=0,016.47 5,89 √77,4.(3,75+1)3,75 =43,85 mm

Vậy ta có:

1 1

1 2

F m Fv

F F

v bd K

σ F 1=2 T1K F Y ε Y β Y F 1

0,85 b m nm d m 1 =

2.149245,57 2,01.0,574 1 3,80,85 47,8 2,98.77,4 =139,4 MPa

Vậy điều kiện bền mỏi uốn được thỏa mãn

1.4.5 Kiểm tra răng về quá tải.

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy, ) với hệ sốquá tải Kqt=Tmax / T, trong đó T là momen xoắn danh nghĩa, Tmax là momen xoắn quá tải

Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σ Hmax

không được vượt quá một giá trị cho phép:

σ Hmax=σ H√K qt ≤[σ H]max Trong đó:

σ F 1= 139,4 Mpa ; σ F 2= 132,06 MPa

- Chiều dài côn ngoài: R e=173,9 mm;

- Mô đun vòng ngoài: m te=3 mm;

Thông số Tính toán

Chiều dài côn ngoài: R e=173,9 mm;

Mô đun vòng ngoài: m te=3 mm;

Chiều cao đầu răng ngoài: h ae1=4,02 mm ;hae2=1,98 mm ;

Chiều cao chân răng ngoài: h fe 1=2,58 mm;h fe2=4,62mm;

Đường kính răng ngoài: d ae 1=97,76 mm;d ae 1=337,02mm;

2 Bộ truyền cấp chậm – bánh răng trụ răng thẳng.

2.3.1 Ứng suất cho phép tiếp xúc

Ta có thể tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức sau:

 H 0Hlim HL

H

K s

Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kỳ cơ sở:

σ 0 H lim 3=2 H1+70=2 230+70=530 HB

σ 0 H lim 4=2 H2+70=2 210+70=490 HB

Hệ số tuổi thọ KHL được tính theo công thức sau: H

HO m HL

HE

N K

m - là bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6;

Số chu kỳ làm việc tương đương được tính theo công thức sau:

Số chu kỳ làm việc cơ sở được tính như sau:NHO  30 HB2,4

Suy ra: N HO 3=30 HB2,4=30 2302,4=1,397 107 chu kỳ

N HO 4=30 HB2,4=30 2102,4=1,123 107chu kỳ

Hệ số an toàn: S H=1,1 (bảng 6.2 (TK1))

Vì N HE>N HO nên ta lấy N HE=N HO để tính toán ⟹ K HL 3=K HL4=1

Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

[σ H 3]=σ 0 Hlim3 K HL3

S H 3

=5301,1=482 MPa

[σ H 4]=σ 0 Hlim 4 K HL4

S H 4 =

4901,1=445,5 MPa

Vì đây là bộ truyền bánh răng trụ - răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong 2 giá trị của [σ H 3]và [σ H 4] Tức là [σ H]=445,5 MPa

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:  Hmax 2,8ch

Suy ra: [σ H 3]max=[σ H 4]max=2,8 450=1260 MPa

Ta có thể tính ứng suất uốn cho phép sơ bộ của bánh răng theo công thức sau:

 F 0 limF FL

F

K s

F F m FL

F

N K

N



Trong đó:

mH - là chỉ số mũ, có giá trị bằng 6 (vì HB < 350)

Số chu kỳ cơ sở: NFO   4 106 chu kỳ

Số chu kỳ làm việc tương đương tính theo công thức sau:

[σ F 4]=σ 0 Flim 4 K FL 4

S F 4 =

3781,75=216 MPa

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:  Fmax 0,8ch

Suy ra: [σ F 3]max=[σ F 4]max=0,8 450=360 MPa

2.4 Tính toán bộ truyền răng trụ răng thẳng.

2.4.1 Xác định khoảng cách trục.

Khoảng cách trục được xác định sơ bộ theo công thức sau:

2 3

- T2=537447Nmm – moment xoắn trên trục bánh răng chủ động;

-  H - ứng suất tiếp xúc cho phép:  H = 445,5 MPa ;

- u2=3,2- là tỉ số truyền cặp bánh răng trụ nghiêng;

- ba- hệ số chiều rộng vành răng, tra theo bảng 6.6 chọn  ba 0,3

Từ đó ta tính được hệ số bdtheo công thức sau:

Khi tính toán bánh răng trụ răng thẳng ta có:

Số răng bánh chủ động tính như sau:

z3= 2 a w

m(u2+1)=

2.2973(3,2+1)=47,1 Lấy z3=47 răng

2.5 Kiểm nghiệm răng

2.5.1 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng phải thỏa mãn điều kiện:

Z H=√2 cosβ/sin 2 α=√2 cos0 /sin 40=1,76

Z - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với bánh răng côn răng thẳng:

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

khớp, với bánh răng côn răng thẳng KH  1

Do đó: KH  K K KH H Hv

= 1,03 1 1,04 =1,07

 H - ứng suất tiếp xúc cho phép, [σ H]=445,5 MPa

Như vậy ta tính được ứng suất tiếp xúc:

σ H=274.1,76 0,86 √2 537447,58.1,07.(3,2+1)90.3,2 1412 =379 MPa

σ H<[σ H]=445,5 MPa

Vậy điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc được thỏa mãn

2.5.2 Kiểm tra răng về độ bền uốn.

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không vượt quá một giá trị cho phép

T2 = 537447,58 Nmm – moment xoắn trên trục bánh răng chủ động;

m- mô đun, với bánh răng trụ răng thẳng: m=3 mm;

bw - chiều rộng vành răng, b w=90 mm ;

d w 3- đường kính trung bình bánh răng nhỏ, d w 3=141 mm;

1140

F

K - hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF  K K KF F Fv

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

ăn khớp khi tính về uốn, theo bảng 6.14 chọn K Fα=1,37

Fv

K - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn,

tính theo công thức sau:

Như vậy: σ F 3<[σ¿¿F 3]=257,14 MPa¿

σ F 4<[σ¿ ¿F 4 ]=236,57 MPa¿

Vậy điều kiện bền mỏi uốn được thỏa mãn

2.5.3 Kiểm tra răng về quá tải.

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy, ) với hệ sốquá tải Kqt=Tmax / T, trong đó T là momen xoắn danh nghĩa, Tmax là momen xoắn quá tải

Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σ Hmax

không được vượt quá một giá trị cho phép:

σ Hmax=σ H√K qt ≤[σ H]max Trong đó:

=> Đảm bảo về độ quá tải

2.6 Thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng.

- Số răng: z3=47 răng ; z4= 150 răng;