Đồ án thiết kế hệ dẫn động cơ khí

Đồ án thiết kế hệ dẫn động cơ khí

Trường ĐH – SPKT TPHCM

Khoa XD – CHUD

Bộ môn: Thiết kế công nghiệp

ĐẦU ĐỀ THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

(Đề số : 4 – phương án : )

2- Đặc điểm của tải trọng :

Tải trọng va đập nhẹ Quay 1 chiều

3 – Ghi chú :Năm làm việc (y) 300 ngày, ngày làm việc 2 ca,

Sơ đồ tải trọng0,7 tck 0,3 tck

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

PHẦN 1: CHỌN ĐỘÂNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I/ Chọn động cơ điện :

a Công suất cần thiết:

Công suất trên trục công tác: P t đ=√P12T1+P12 T1

T 1+ T2 =√13,52.0,7+(0,8.13,5 )2.0,3

1

=12,75(KW)

Hiệu suất chung: η=η1.η23 η3.η44

η1=1 Hiệu suất nối trục

η2=0.98 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

η3=0.93 Hiệu suất bộ truyền xích

η4=0.99 Hiệu suất một cặp ổ lăn

 η=0,99 0,983.0,93 0,994= 0,85

ông suất cần thiết trên trục động cơ : pct =P t đ

η =

12,750,85 =15 (KW)

Có công suất định mức: Pđc = 15 (KW)Số vòng quay: nđc = 1460 (vòng/phút)

II/ Phân phối tỷ số truyền :

Tốc độ quay của trục công tác: n=49 (vòng/phút)

Tỷ số truyền chung: U c h ung = n dc

Bảng hệ thống số liệu:

Trục

Tỷ số truyền

PHẦN 2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH I/ Chọn xích:

Chọn loại xích ống con lăn vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, rẻ hơn xích con lăn

II/ Tỷ số truyền :

▪ ux = 2.979

▪ Chọn số răng đĩa dẫn: Z1 = 25 Chọn theo bảng 5.4

=> Số răng đĩa bị dẫn: Z2 = ux.Z1 = 2.979 2,5 = 74,475 < Zmax = 120 (chọn Z2=75)

Tìm bước xích :

▪ Hệ số sử dụng: k = kđ.ka.ko.kđc.kbt.kc= 1,2 1 1 1,3 1,25 = 1,95

- kđ = 1,2 Tải trọng va đập nhẹ

- ka = 1 Chọn khoảng cách trục a = ( 30 ¿ 50 ).p

- ko = 1 Bộ truyền xích nghiêng 1 góc 45o

- kđc= 1 Điều chỉnh vị trí trục bằng một trong các đĩa xích

- kbt= 1,3 Môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn loại II

- kc = 1,25 Bộ truyền làm việc 2 ca

▪Hệ số số răng đĩa dẫn: kz = Z25

01 = 2525 = 1

▪Hệ số số vòng quay đĩa dẫn: kn = n01

n1 = 200164 = 1,21 ( chọn no1= 200 v/ph)

▪Công suất tính toán: Pt = PIII k kz kn=13,6 1,95.1.1,21 = 32,08 ( KW)

Tra bảng 5.5 : với no1 = 200 v/ph

=> Chọn xích ống con lăn có 1 dãy:

▪Bước xích: p = 31,75 mm.( bảng 5.2)

▪Tải trọng phá huỷ: Q = 88,5 KN

▪Khối lượng 1 mét xích: q = 3,8 kg

▪Công suất cho phép: [P ] = 19,3 KW (bảng 5.5)

III/ Khoảng cách trục và số mắt xích:

▪Khoảng cách trục a = 30.p

a = 0,25p{X−0,5(Z1+Z2)+√ [X −0,5.(Z1+Z2)]2−2.[Z2−Z1

π ]2} = 0,25.31,75.{112−0,5(25+75)+√ [112−0,5.(25+75)]2−2.[75−25π ]2}

Trong đó: Q = 88500 N :Tải trọng phá hỏng

Kđ = 1,2 Hệ số tải trọng động

 S = 1,2.2649+23,37+141,588500 = 11,52

Vậy: S > [S] = 8,5 nên bộ truyền xích đảm bảo độ bền

V/ Tính đường kính vòng chia của đĩa xích :

Đĩa dẫn: d1 =

p

sin(Z π1) =

31,75sin(25π ) = 253,32 mm

Đĩa bị dẫn: d2 =

p

sin(Z π2) =

31,75sin(50π ) = 758,19 mm

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức:

kd = 1 ; kđ = 1,2 ; E = 2,1.105 Mpa Mođun đàn hồi

A = 262 mm2 Diện tích chiếu của bản lề

 σH1 = 0,47 √0,42.(6269.1,2+6,28) 2,1.105

Như vậy, dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H] = 600 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúccho răng đĩa 1 Tương tự, σ H 2≤ [σ H] (với cùng vật liệu và nhiệt luyện)

VII/ Tính lực tác dụng lên trục:

Fr = kx.Ft = 1,05.6269 = 6582,45 (N)

Với kx = 1,05

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG I/ CHỌN VẬT LIỆU, PHƯƠNG PHÁP NHIỆT LUYỆN VÀ CƠ TÍNH:

1 Chọn vật liệu:

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất trong thiết kế, chọn vật liệu 2 cấp như sau:

- Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241… 285 có b1 =850Mpa , ch1 = 580MPa

- Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192… 240 có b1 = 750Mpa ,

ch1 = 450MPa

2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:

Ưùng suất tiếp xúc cho phép[σ H] và ứng suất uốn cho phép[σ F] được xácđịnh theo công thức:

Độ cứng bánh lớn là: HB2 = 230

Thay số vào ta có: 0Hlim1 = 2.245+ 70 =560 Mpa

 NHO1 = 30.2452,4 = 1,6.107 (chu kỳ)

NHO2 = 30.2302,4 = 1,3.107 (chu kỳ)

- NFO : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NFO = 4.106 (chu kỳ)Như vậy, sơ bộ xác định được:

S H KHL[σ H]1 = 560.11,1 = 509 (Mpa)

[σ H]2 = 530.11,1 = 481.8 (Mpa)Với cấp nhanh sử dụng răng chữ v:

[σ H] = ([σ H]1+[σ H]2)

2 = (509+481,8)2 = 495,4 (MPa)Với cấp chậm dùng răng thẳng và tính ra NHE đều lớn hơn NHO nên KHL =1

[σ H]max = 2,8σ ch= 2,8.450 = 1260 (MPa)

[σ F 1]max = 0,8σ ch1 = 0,8.580 = 464 (MPa)

[σ F 2]max = 0,8σ ch2 = 0,8.450 = 360 (MPa)

II/ Tính toán bộ truyền cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng chữ v

1/ Xác đinh sơ bộ khoảng cách trục:

 aw1 = 43.(3,58+1).3

√495,448567,6.1,072.3,58.0,3 = 115,48(mm)Chọn aw1 = 115 (mm)

2/ Xác định các thông số ăn khớp:

Xác định môđun:

m = (0,01 : 0,02).aw = (0,01 : 0,02).115 = 1,15 : 2,3 (mm)Chọn modun pháp m = 2,5 (mm)

Xác định số răng, gĩc nghiêng β, hệ số dịch chỉnh x:

Chọn sơ bộ: β = 300 : cosβ = 0,866

Số răng bánh nhỏ: Z1=2 a w cosβ

m(u+1) = 2.115 cos302,5.(3,58+1)0 = 17,39 Chọn Z1= 17 răng

Số răng bánh lớn: Z2= un.Z1 = 23.3,05 = 60,86

3/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ưùng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:

H = ZmZHZ√2 T1' K H(u m+1)

b w u m d w 12 ≤ [H]Trong đó:

* T1’=T1

2 = 97135,22 = 48567,6 (Nmm)

* ZM = 274 (MPa1/3) Cơ tính của vật liệu chế tạo là thép

* ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH = √2 cos β b

sin 2 α tw

Tra bảng 6.14 được KHα=1,16

 vH = H.go..v.√a w

u = 0,002.73.3,8√3,529115 = 2.6 Trong đó theo bảng 6.15, H = 0,002, theo bảng 6.16: go = 73

Do đó: KHv = 1+2T v H b w d w 1

1

'

K H β K H α = 1 + 2.48567,6.1,16 1,072,6.0,3 115.50 = 1,037 Theo 6.39: KH = KHβ.KHα.KHv = 1,07.1,16.1,037 = 1,28

Thay các giá trị vừa tính vào H, ta được :

Với : F = 0,006 Răng có HB2 ≤ 350 HB.

g0 = 73 Răng có môđun m < 3,55 mm, cấp chính xác 9

Zv2= Z2

cos3β = cos36033,170 = 102Theo bảng 6.18, ta được: YF1 = 3,8

YF2 = 3,61Với m = 2mm , YS = 1,08 – 0,0695.ln1,5 = 1,052; YR = 1 (bánh răng phay)

KxF = 1 (vì da < 400mm), do đó:

[σ F 1]=[σ F 1]Y R Y s K xF = 252.1.1,052.1 = 265,1 (MPa)Tương tự tính được [σ F 2] = 236,5.1.1,052.1 = 248,8 (MPa)

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức tính F1:

F1=2.48567,6.1,8 0,7 0,763 3,7115.0,3 50 1,5 = 140,2 (MPa)

 F1 = 140,2 MPa < [F]1 = 265,1 MPa

F2 = F1.YF2/ YF1 = 140,2.3,6/3,8 = 133,2 (MPa)

 F2 = 133,2 MPa < [F]2 = 248,8 MPa

Như vậy: Độ bền uốn của răng được đảm bảo

5/ Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Theo (6.48) với Kqt = Tmax/T = 2,2:

H1max = H√K qt= 470,73√2,2.= 698 MPa < [H]max = 1260 MPa

Theo (6.49):

F1max = F.Kqt= 115.2,2 = 253 MPa < [F1]max = 464 MPa

F2max = F.Kqt= 80,76.2,2 = 177,8 MPa < [F2]max = 360 MPa

Như vậy: Độ quá tải của răng đều thoả mãn

6/ Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:

•Khoảng cách trục A = 85mm

•Môđun pháp m = 2mm

•Tỷ số truyền : um = 3,529

•Số răng Z1 = 17 răng, Z2 =60 răng

•Góc nghiêng β = 33,170= 33010’14”

•Hệ số dịch chỉnh : x1 = 0; x2 = 0

•Chiều rộng bánh răng: bw =ba. aw =0,3.115=34,5mm

•Đường kính vòng chia: d1 = m z1

III/ TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM : Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

1/ xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Xác định số răng, hệ số dịch chỉnh x:

Số răng bánh nhỏ: Z1= 2 a w

m(u+1) = 2,5.(2,79+1)2.229 = 48,3 Chọn Z1= 36 răng

Số răng bánh lớn: Z2= uc.Z1 = 48.2,79 = 133,92

Chọn Z2 = 134 răng

Do đó, tỷ số truyền thực là: um= 13448 = 2,791

Hệ số dịch chỉnh : x1 = 0; x2 = 0

3/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ưùng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:

b w u m d w 12 ≤ [H]Trong đó:

* ZM = 274 (MPa1/3) Cơ tính của vật liệu chế tạo là thép

* ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH = √2 cos β b

sin 2 α tw

cosαtw = Z t m cos α

2 a w 2 = (48+134).2,5 cos202.229 = 0,933  αtw = 21,0060 = 210

0’24”  ZH = √sin ⁡(2 21,0062.1 0

) = 1,72

* Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Với bánh răng thẳng: Z =√4−ε a

Do đó: KHv = 1+ v H b w d w 1

2T2K H β K H α = 1 + 2 330432,8.1,07 1,095,2.0,3 229 120,8 = 1,05 Theo 6.39: KH = KHβ.KHα.KHv = 1,07.1,09.1,1 = 1,22

Thay các giá trị vừa tính vào H, ta được :

H = ZmZHZ√2 T1' K H(u+1)

b w u d w 12 = 274.1,72.0,858√2.330432,8 1,05 (2,79+1) 0,3.229 2,79 120,82

= 392 (MPa)

Xác định chính xác ứng suất cho phép:

Như vậy: H < [H] , điều kiện độ bền tiếp xúc của răng thoả mãn

4/ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Với : F = 0,011 Răng trụ thẳng, vát đầu răng có HB2 ≤ 350 HB

g0 = 56 Răng có môđun m < 3,55 mm, cấp chính xác 8

Zv2= Z2

cos3β = cos134300 = 134Theo bảng 6.18, ta được: YF1 = 3,7

YF2 = 3,6Với m = 2,5mm , YS = 1,08 – 0,0695.ln2,5 = 1,022; YR = 1 (bánh răng phay)

KxF = 1 (vì da < 400mm), do đó:

[σ F 1]=[σ F 1]Y R Y s K xF = 252.1.1,022.1 = 257,5 (MPa)Tương tự tính được [σ F 2] = 236,5.1.1,022.1 = 241,7 (MPa)

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức tính F1:

F1=2.330432,8.1,48 0,558 1.3,768,7.120,8 2,5 =97,3(MPa)

 F1 = 97 MPa < [F]1 = 257,5 MPa

F2 = F1.YF2/ YF1 = 97,3.3,6/3,7 = 94,6 (MPa)

 F2 = 94,6 MPa < [F]2 = 241,6 MPa

Như vậy: Độ bền uốn của răng được đảm bảo

5/ Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Theo (6.48) với Kqt = Tmax/T = 2,2:

H1max = H√K qt= 455,3√2,2.= 675,3 MPa < [H]max = 1260 MPa

Theo (6.49):

F1max = F.Kqt= 77,3.2,2 = 214 MPa < [F1]max = 464 MPa

F2max = F.Kqt= 94,6.2,2 = 208,1 MPa < [F2]max = 360 MPa

Như vậy: Độ quá tải của răng đều thoả mãn

6/ Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:

•Khoảng cách trục A = 229mm

•Môđun pháp m = 2,5mm

•Tỷ số truyền : um = 2,79

•Số răng Z1 = 48 răng, Z2 =134 răng

•Góc nghiêng β = 00

•Hệ số dịch chỉnh : x1 = 0; x2 = 0

•Chiều rộng bánh răng: bw =68,7mm

•Đường kính vòng chia: d1 = m z1

BẢNG THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG :

PHẦN 4: THIẾT KẾ TRỤC I/ Chọn vật liệu:

Vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có b =850 MPa, ứng suất xoắn cho phép[]=15……30 MPa

II / Tính đường kính sơ bộ của các trục:

Theo (10.9), đường kính trục thứ k (k=1,2,3) là: dk ≥ 3

+ Trục 2: P2=14,11 KW, n2= 407 vòng/phút, T2= 330432,8 Nmm

d2 ≥ 3

√330432,80,2.20 = 43,5mm  chọn d2= 45mm chọn b02=25mm

+ Trục 3: P3=13,6 KW, n3= 164,1vòng/phút, T3= 791468,6 Nmm

d3 ≥ 3

√791468,60,2.20 = 58,2mm  chọn d3= 60mm chọn b03=31mm

III / Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

Tra bảng 10.3, ta chọn:

+ Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảngcách giữa các chi tiết quay là: k1= 10mm

+ Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: k2=10mm

+ Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3=15mm

+ Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 18mm

Tính các khoảng cách lki trên trục thứ k, từ gối đỡ o đến chi tiết quay thứ I nhưsau:

IV / Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục:

Chọn hệ toạ độ như sau:

Lực từ khớp nối tác dụng lên trục theo phương x:

Với Dt = 120mm : đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòngđàn hồi.

Để xác định lực từ các bánh răng tác dụng lên trục, ta sử dụng công thức:

Trong đó: Ftki = 2Tk/dwki

Kết quả tính toán như sau:

Fy33 = -Fr.cos450 = -2781cos450 = -1966,5 N; Fz33 = 0

V / Xác định đường kính và chiều dài các trục:

* Tính các phản lực:

Sử dụng phương trình moment và phường trình hình chiếu của các lực trong

mặt phẳng xoy và zox:

Flyk1 = -( Fykilki – Fzkirki)/ lk1

Flyko = -( Flyk1 + Fyki)

Flxk1 = -( Fxkilki) / lk1

Flxk0 = -( Flxk1 + Fxki)Kết quả tính toán các lực như sau:

199N 1031N

58N

1147N

27862Nmm 41680Nmm

12637Nmm

65733Nmm

59005Nmm

2571,5N 1482,5N

132432Nmm

Trong đó: [σ] = 67MPa ứng suất cho phép của thép chế tạo trục

(thép 45, tôi có b ≥850MPa)

VI / Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

a/ Với thép 45 có b= 850MPa, -1=0,436.b= 0,436.850=370MPa;

-1= 0,58.-1 = 0,58.370=215 MPaTheo bảng 10.3: = 0,1; = 0,05

b/ Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối

xứng, do đó aj tính theo công thức: aj = M j

W j , với Wj là moment cản uốn, mj = 0

Vỉ trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó

mj =aj = τ maxj

2 = T j

2W 0 j, với W 0 j là moment cản xoắn

c/ Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục:

Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ moment tương ứng, có thể thấy các tiết diệnsau đây cần được kiểm tra ề độ bền mỏi:

Trục 1: tiết diện 10 (lắp nối trục), tiết diện 12 (lắp bánh răng), tiết diện 11 (ổlăn)

Trục 2: tiết diện 21,22 (tiết diện lắp bánh răng)

Trục 3: tiết diện 31 (lắp bánh răng), tiết diện 32 (ổ lăn), tiết diện 33 (lắp đĩaxích)

d/ Chọn lắp ghép: Các ổ lăn lắp lên trục theo k6, lắp bánh răng, bánh xích, nối trục

theo k6 kết hợp với lắp then

Kích thước của then, trị số moment cản uốn, moment cản xoắn ứng với các tiếtdiện trục như sau:

Với kx: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt

ky: hệ số tăng bền bề mặt trục

-Các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra=

2,5…… 0,63m, theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt

kx=1,1

-Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt trục, do đó ky= 1

-Theo bảng 10.12, khi dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then

ứng với vật liệu có b= 850MPa là k = 2,01;k = 1,88

Theo bảng 10.10, tra hệ số kích thước  và  ứng với đường kính của tiết diệnnguy hiểm, từ đó xác đinh được tỉ số k/ và k/ tại rãnh then trên các tiết diện.Theo bảng ứng với kiểu lắp k6, b= 850MPa và đường kính tiết diện nguy hiểm,

ta được tỉ số k/ và k/ do lắp căng tại các tiết diện

Kết quả tính toán như sau:

g/ Xác định hệ số an toàn chỉ riêng ứng suất pháp S, hệ số an toàn chỉ riêng ứngsuất tiếp S và hệ số an toàn S tại các tiết diện nguy hiểm theo công thức:

Sj = σ−1

K σ dj σ aj+ψ σ σ mj ; Sj= τ−1

K τ dj τ aj+ψ τ τ mj; Sj = S σ j S τ j

√S σ j2 +S2τ j ≥ [S] = 1,5 :2,5

Kết quả tính toán trong bảng cho thấy các tiết diện nguy hiểm trên 3 trục đềuđảm bảo an toàn về mỏi.

VII / Kiểm nghiệm độ bền của then:

Trên các tiết diện dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm về độ bền dậpvà độ bền cắt theo công thức:

d= 2T/[dlt(h – t1)] ≤ [d]

Với lt ~ 1,35dKết quả tính kiểm nghiệm then trên 3 trục như sau:

PHẦN 5: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC

Trên cả 3 trục đều chịu với tải trọng nhỏ, chỉ có lực hướng tâm, lực dọc trục bịtriệt tiêu, do đó dùng ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ 0 và 1

I/ Trục I:

1.Với kết cấu trục và đường kính ngõng trục d= 25mm, chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ

trung 305 có:

Đường kính trong: d = 25mmĐường kính ngoài: D = 62mmKhả năng tải động: C = 17,6 KNKhả năng tải tĩnh: Co= 11,6 KN

2.Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:

Vì trên đầu vào của trục có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần chọn chiều của

Fx12 ngược chiều đã chọn khi tính trục tức là cùng chiều với lực Fx13, khi đó phảnlực trong mặt phẳng zox:

Flx11= -( -Fx13l13 - Fx14l14 + Fx12l12)/ l11

= -(-1089.51,5-1089.167,5+199.63,5)/ 219=1031N

Flx10= -( -Fx13 - Fx14 - Fx12+ Flx11) = -( -1089-1089-199+1031) = 1346NPhản lực tổng trên 2 ổ:

Flt10 =√13462

+5412= 1450N

Flt11 =√10312+5412= 1164N