Đồ án: Thiết kế môn học chi tiết máy pps

vậy nên ta chọn động cơ roto ngắn mạch Tính công suất cần thiết của động cơ: Công suất trên trục động cơ được xác định: Ptd = Plv trong đó: Plv – công suất làm việc, kW Ti, ti – mômen xo

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC

KHOA

Đồ Án

Thiết kế môn học chi

tiết máy

M c L c ục Lục ục Lục

PHẦN 1 5

CHỌNG ĐỘNG CƠ DẪN ĐỘNG HỆ THỐNG VÀ TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC 5

I CHỌN ĐỘNG CƠ: 5

1 Chọn loại động cơ: 5

Tính công suất cần thiết của động cơ: 5

Xác định số vòng quay của động cơ: 6

Chọn nhãn hiệu, quy cách động cơ: 6

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC: 7

Xác định hệ số truyền tổng u t của toàn bộ hệ thống: 7

Phân tỉ số truyền u t cho các bộ truyền: 7

Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên trục động cơ của hộp giảm tốc: 8

Công suất : 8

Mômen xoắn trên các trục: 9

PHẦN II 10

THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ TRONG HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP NHANH PHÂN ĐÔI 10

I SỐ LIỆU THIẾT KẾ: 10

A CHỌNCHỈ TIÊU THIẾT KẾ: 10

B THỨ TỰ THIẾT KẾ: 10

II CẤP NHANH: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG NGHIÊNG 10

Định ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép khi làm việc và khi quá tải: 11

2.1 Định ứng suất tiếp xúc cho phép khi làm việc 11

2.2 Định ứng suất uốn cho phép: 12

Định ứng suất cho phép khi quá tải: 13

Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: .13

Tính sơ bộ khoảng cách trục a ω1 14

Xác định thông số ăn khớp: 14

Xác định môđun: 14

Xác định góc nghiêng của răng trên mắt trụ chia (răng nghiêng), xác định số răng: 14

Xác định hệ số dịch chỉnh (nếu có) 15

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 15

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: 18

Kiểm nghiệm độ bền răng khi quá tải: 19

II CẤP CHẬM: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG THẲNG 21

Chọn vật liệu: 22

Định ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép khi làm việc và khi quá tải: 22

2.1 Định ứng suất tiếp xúc cho phép khi làm việc 22

2.2 Định ứng suất uốn cho phép: 23

Định ứng suất cho phép khi quá tải: 24

Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: .24

Tính sơ bộ khoảng cách trục a ω1 25

Xác định thông số ăn khớp: 25

Xác định môđun: 25

5.2 Xác định số răng: 25

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: 31

Kiểm nghiệm độ bền răng khi quá tải: 32

Tính các thông số và kích thước của bộ truyền: 32

III KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN VA CHẠM VÀ BƠI TRƠN CHO 2 CẤP: 34

Kiểm tra điều kiện tránh va chạm cho bánh răng lớn cấp nhanh: 34

Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho 2 cấp: 34

Chọn phương pháp bôi trơn: 34

Kiểm tra điều kiện bôi trơn: 34

Chọn dầu bôi trơn cho 2 cấp: 35

IV TÍNH LỰC TÁC DỤNG TRONG BỘ TRUYỀN: 35

Tên lực: 35

Tính lực: 35

Cấp chậm: 36

PHẦN 3 37

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC TRỤC TRONG HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP 37

CHỌN VẬT LIỆU: 37

Chọn vật liệu: 37

TÍNH GẦN ĐÚNG TRỤC: 38

Vẽ lược đồ hộp giảm tốc 2 cấp nhanh phân đôi: 38

Tính chiều dài các đoạn trục: 39

tính các kích thước phụ: 39

PHẦN 1 CHỌNG ĐỘNG CƠ DẪN ĐỘNG HỆ THỐNG VÀ

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC

I CHỌN ĐỘNG CƠ:

1 Chọn loại động cơ:

Điều kiện làm việc của động cơ: động cơ quay một chiều, có số vòng quaykhông đổi, làm việc tin cậy: từ những đặc điển trên ta chọn động cơ roto ngắnmạch có nhiều ưu điển như kết cấu đơn giản , giá thành hạ, độ tin cậy cao, dễbảo quản, có thể lắp trực tiếp vào lưới điện 3 pha không cần biến đổi dòng điện,công nghiệp hay dùng

vậy nên ta chọn động cơ roto ngắn mạch

Tính công suất cần thiết của động cơ:

Công suất trên trục động cơ được xác định:

Ptd = Plv

trong đó:

Plv – công suất làm việc, kW

Ti, ti – mômen xoắn tác dụng trong thời gian ti(cho ở đồ thị tải trọng);

T – mômen xoắn lớn nhất bỏ qua mômen quá tải

Chú ý: các tỷ số được lấy từ đồ thị tải trọng

Trong đó: t – hiệusuất tổng của hệ dẫn động:

ηt = ηđ ηh

với: đ – hiệu suất chuyền động bánh đai, đ = 0,95

h – hiệu suất của hộp giảm tốc, tính như sau:

- Với hộp giảm tốc 2 cấp nhanh phân đôi ta có:

ηh =

trong đó: – hiệu suất ổ lăn, = 0,995

– hiệu suất bánh răng trụ, = 0,96

ηt = 0,95 0,908 = 0.863

Vậy công suất cần thiết là:

Pct = 7,350/ = 8,521 (kW)

Xác định số vòng quay của động cơ:

- Theo bảng 2-4 Tr21 chọn tỷ số chuyền sơ bộ cho các bộ truyền có trong hệdẫn động đã cho và dựa vào số vòng quay của trục ra của hộp giảm tốc đã cho(nr)để xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ:

- Hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ: uh = 9

- TĐĐThang : uđsb = 1,5

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

nsb = uđsb.uh.nr

nsb = 1,5 9 105

= 1417,5 (v/p)

Chọn nhãn hiệu, quy cách động cơ:

dùng các bảng P1.1 đến P1.7 ở phần phụ lục để chọn động cơ thỏa mãn đồngthời 3 điều kiện sau:

hay

Vậy ta chọn động cơ: 4A132M4Y3

Bảng: các thông số cần thiết của động cơ :

Kiểu động

cơ

CôngsuấtkW

nr – số vòng quay trục ra của hộp giảm tốc

ut = 1458/105 = 13,886

Phân tỉ số truyền u t cho các bộ truyền:

Phân ut làm 3 thành phần như sau:

ut = uđ uh = uđ u1 u2trong đó:

u1 – tỷ số truyền cấp nhanh của HGT:

- Chọn uđsb = 1,5

uh = ut/uđsb

- Phân uh cho cấp nhanh và cấp chậm của HGT:

Phân theo yêu cầu bôi trơn

uh = u1 u2Với hộp giảm tốc 2 cấp nhanh phân đôi thì:

 Lấy u1 = (1,2 1,3)u2 ; uh = (1,2 1,3)u22

Trục 2: P2 = P1 η1 ôl = 8,054 0,96 0,995

= 7,693 kWTrục 3: P3 = P2 η2 ôl = 7.693 0,96 0,995

= 7,350 kWTrong đó: η1 – hiệusuất của cấp nhanh, tùy thuộc vào loại HGT η1 = 0,96

η2 – hiệu suất của cấp chậm, η2 = ηbrt

1.1 Vòng quay:

Trục 1: n1 = nđ/c/uđ = 1458/1,543

= 945 v/pTrục 2: n2 = n1/u1 = 945/3,2

= 249044,576 (Nmm)Trục 3: T3 = 9,55 P3/n3 = 9,55 7,350/105

= 668500 (Nmm)

Trục

T2 =249044,576

T3 =668500

PHẦN II THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ TRONG

HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP NHANH PHÂN ĐÔI

Điều kiện làm việc của bánh răng cấp nhanh: vận tốc quay lớn, chịu tải trọng

từ thấp đến trung bình, bôi trơn liên tục nên cần vật liệu tránh hiện tượng trócmỏi bề mặt

Vậy ta chọn vật liệu nhón I, HB 350 bánh răng được thường hóa hoặc tôicải thiện:

Bảng thông số vật liệu

Độ cứng (HB)

Giới hạn chảy(σ ch ), MPa

Định ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép khi làm việc và khi quá tải:

2.1 Định ứng suất tiếp xúc cho phép khi làm việc

σ0

H lim1 = 2 206 + 70 = 482 MPa

Ta có: NHE1 > NH0 1 nên ta lấy KHL1 = 1

NHE2 > NH0 2 nên ta lấy KHL2 = 1

Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép khi làm việc là:

[σH]1 = 482 1 1/1,1 = 438,182 MPa

[σH]2 = 452 1 1/1,1 = 410,91 MPa

2.2 Định ứng suất uốn cho phép:

[σF] = σ0

F lim YR YS KXF KFL/SFTrong đó: khi tính sơ bộ các hệ số này chưa biết, nên ta lấy tích

Vậy ứng suất uốn cho phép khi làm việc là:

[σF]1 = 370,8 1 1/1,75 = 211,866 MPa

[σF]2 = 343,8 1 1/1,75 = 196,457 MPa

Định ứng suất cho phép khi quá tải:

- Ứng suất tiếp xúc cho phép quá tải:

Với bánh răng trường hóa, tôi cải thiện :

[ H]max = 2,8 ch = 2,8 450 = 1260 MPa

- Ứng suất uốn cho phép quá tải:

Với HB 350: thì [ F]max = 0,8 ch = 0,8 450 = 360 MPa

a ω1 = 43(u1 +1)

= 43(3,2 + 1)

= 114,28 mm

Lấy a ω1 = 115 mm

trong đó: u1 – tỷ số truyền cấp nhanh;

T1 – mômen xoắn trục bánh răng nhỏ (mômen trục 1 ), Nmm

– hệ số phân bố không đều tải trọng trên bề mặt răng;

– hệ số chiều rộng bánh răng cấp nhanh;

[ H] - ứng suất tiếp xúc cho phép lấy như sau:

Xác định góc nghiêng của răng trên mắt trụ chia (răng nghiêng), xác định số răng:

- Chọn sơ bộ góc nghiêng: đối với cấp nhanh phân đôi ta chọn = 350

Thỏa mãn điều kiện [ ] không vượt quá 4%

- Tính chính xác góc ghiêng (để aω1 không thay đổi khi làm tròn số răng)

Xác định hệ số dịch chỉnh (nếu có)

Với răng nghiêng không cần thiết dùng dịch chỉnh, cho nên :

x1 = x2 =0;

aw = a = 115mm

dw11 = d11 = mnZ1/cos = 2 22/cos36 = 54,4 mm

dw 12= d12 = mnZ2/cos = 2 71/cos36 = 175,5 mm

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

- Kiểm tra độ bền tiếp xúc cho bánh lớn: công thức (CT) 6.33 Tr 105;

: lấy tiêu chuẩn

360

arctg(tg200/cos360) = 24,20

tg = cos tg = cos24,20 tg360 = 0,663

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Kiểm tra điều kiện bền uốn cho cả 2 bánh:

=

= 84,830 < = 211,886 MPa

= = 84,830 3,595/4

= 76,241 < = 196,457 MPa

Trong đó:

T1 – mômen xoắn trên trục chủ động ̣(mômen trục 1)

= 1,373 – hệ số phân bố tải trọng giữa các đôi răng đồng thời ănkhớp; bảng 6.14/107 , (nội suy)

= 1,181 – hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều dài răng;bảng 6.7/98 , ( nội suy)

– hệ số tải trọng động, được tính như sau:

= 36 mm – chiều rộng vành răng = 54,5 mm – đường kính vòng lăn bánh chủ động cấp nhanh = 211,886 MPa - ứng suất uốn cho phép bánh nhỏ

= 196,457 MPa - ứng suất uốn cho phép bánh lớn

Kiểm nghiệm độ bền răng khi quá tải:

- Kiểm tra sức bền tiếp xúc khi quá tải:

= 438,182 = 518,464 1260 MPa

Vậy 2 bánh răng đủ điều kiện bền tiếp xúc khi qua tải.

- Kiểm tra bền uốn khi quá tải cho cả hai bánh:

Với Kqt = 1,4 – hệ số quá tải

Vậy 2 bánh răng đủ điều kiện bền uốn khi quá tải:

2. Tính các thông số và kích thước của bộ truyền:

Bảng tính các thông số của cấp nhanh:

Đơn vị

Vậy ta chọn vật liệu nhón I, HB 350 bánh răng được thường hóa hoặc tôicải thiện:

Bảng thông số vật liệu

Độ cứng (HB)

Giới hạn chảy(σ ch ), MPa

Định ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép khi làm việc và khi quá tải:

2.1 Định ứng suất tiếp xúc cho phép khi làm việc

[σH] = σ0

H lim ZR Zv KXH KHL/SHTrong đó: khi tính sơ bộ các hệ số này chưa biết, nên ta lấy tích

NHE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:

Ta có: NHE1 > NH0 1 nên ta lấy KHL1 = 1

NHE2 > NH0 2 nên ta lấy KHL2 = 1Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép khi làm việc là:

[σH]1 = 640 1 1/1,1 = 581,818 MPa [σH]2 = 620 1 1/1,1 = 563,636 MPa

2.2 Định ứng suất uốn cho phép:

[σF] = σ0

F lim YR YS KXF KFL/SFTrong đó: khi tính sơ bộ các hệ số này chưa biết, nên ta lấy tích

KFL =

NF0 – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn: NF0 =4 106

NFE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:

Ta có: NFE1 > NF01 nên ta lấy KFL1 = 1

NFE2 > NF02 nên ta lấy KFL2 = 1Vậy ứng suất uốn cho phép khi làm việc là:

[σF]1 = 513 1 1/1,75 = 293,143 MPa[σF]2 = 495 1 1/1,75 = 282,857 MPa

Định ứng suất cho phép khi quá tải:

- Ứng suất tiếp xúc cho phép quá tải:

Với bánh răng thường hóa, tôi cải thiện :

[ H]max = 2,8 ch = 2,8 580 = 1624 MPa

- Ứng suất uốn cho phép quá tải:

Với HB 350: thì [ F]max = 0,8 ch = 0,8 580 = 464 MPa

T2 = Nmm – mômen xoắn trục bánh răng nhỏ (mômentrục 2 ),

= 1,02 – hệ số phân bố không đều tải trọng trên bề mặt răng;

Ta có: aw2 = a2 = 171 mm

x1 = x2 = 0

dw21 = d21 = mZ1 2 45 = 90 mm

dw22 = d22 = mZ2 = 2 126 = 252 mm

2 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

- Kiểm tra độ bền tiếp xúc cho bánh lớn: công thức (CT) 6.33 Tr 105;

x 1 = x 2 = 0

d w21 = d 21 = mZ 1 2 41 = 82 mm

d w22 = d 22 = mZ 2 2 115= 230 mm

 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Kiểm tra độ bền tiếp xúc cho bánh lớn: công thức (CT) 6.33 Tr 105;

Làm tròn

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Kiểm tra điều kiện bền uốn cho cả 2 bánh:

= 282,857 MPa - ứng suất uốn cho phép bánh lớn

Kiểm nghiệm độ bền răng khi quá tải:

- Kiểm tra bền tiếp xúc khi quá tải:

Vậy bánh răng đủ điều kiện bền tiếp xúc khi quá tải

- Kiểm tra bền uốn khi quá tải cho cả hai bánh:

= 192,394 464 MPa

Với Kqt = 1,4 – hệ số quá tải

Vậy 2 bánh răng đủ điều kiện bền uốn khi quá tải:

Tính các thông số và kích thước của bộ truyền:

III KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN VA CHẠM VÀ BƠI TRƠN CHO 2 CẤP:

Kiểm tra điều kiện tránh va chạm cho bánh răng lớn cấp nhanh:

Bánh răng lớn cấp nhanh có thể va chạm vào trục 3, vì vậy để tránh va chạmnày thì khoảng cách từ bánh lớn cấp nhanh đến trục 3 phải thỏa mãn như sau:

x = aw2 – (da12/2 + d3/2) 15 mm

trong đó: aw2 – khoảng cách trục cấp chậm, mm

da12 - đường kính vòng đỉnh của bánh lớn cấp nhanh, mm

d3 – đường kính trục 3 tại nơi gần bánh lớn cấp nhanh, mm : có thể tính sơ bộnhư sau:

Làm tròn : d3 = 50 mm

Với: T3 – mômen xoắn trục 3 , Nm

- ứng suất xoắn cho phép của vật liệu chế tạo trục, có thể lấy

156 – (179,5/2 + 50/2) = 41,25 mm > 15 mm

Vậy điều kiện tránh va chạm cho bánh răng lớn cấp nhanh được thỏa mãn

Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho 2 cấp:

Chọn phương pháp bôi trơn:

Dùng phương pháp ngâm bánh răng trong dầu

Kiểm tra điều kiện bôi trơn:

Điều kiện bôi trơn phải thỏa mãn nhưng điều kiện sau:

- Mức dầu min phải bôi trơn được cả 2 cấp; phải ngập hết chân răng bánhlớn cấp nhanh;

- Mức dầu max không vượt quá 1/3 bán kính vòng đỉnh răng bánh lớn cấpchậm (tính từ đỉnh răng)

- Khoảng cách giữa 2 mức dầu tối thiểu là 7 mm;

Tóm lại điều kiện bôi trơn phải thỏa mãn điều kiện sau: khoảng cách giữa 2mức dầu phải thỏa mãn:

Trong đó: df12 – đường kính chân răng bánh lớn cấp nhanh,mm

da22 – đường kính vòng đỉnh răng bánh lớn cấp chậm, mm

Vậy điều kiện bôi trơn được thỏa mãn

Chọn dầu bôi trơn cho 2 cấp:

Dựa vào vận tốc vòng bánh răng, dựa vào độ nhớt chọn dầu bôi trơn loại

IV TÍNH LỰC TÁC DỤNG TRONG BỘ TRUYỀN:

Bánh nhỏ: Fr21Bánh lớn: Fr22Lực dọc truc:

Bánh nhỏ: Fa21Bánh lớn: Fa22

Tính lực:

Cấp nhanh:

Không dịch chỉnh:

= 1493,436 N

= 671,885 N =

Trong đó: T1 – mômen xoắn trục 1( cấp nhanh phân đôi T1 chia cho 2 )

dw11 – đường kính vòng tròn lăn bánh nhỏ cấp nhanh, bằng đườngkính vòng tròn chia d11, mm

Vẽ sơ đồ lực bánh răng cho cả 3 trục :

PHẦN 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC TRỤC TRONG HỘP GIẢM TỐC

2 CẤP

CHỌN VẬT LIỆU:

Chọn vật liệu:

- Ta chọn vật liệu 3 trục như nhau

Vật liệu để làm trục cần có độ bền cao, ít nhạy với tập trung ứng suất, có thể nhiệt luyện được và dễ gia công, vậy nên thép cacbon và thép hợp kim thườngđược dung để chế tạo trục

Vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện

lấy dsb2 = 35 mm

- Trục 3:

lấy dsb2 = 50 mmtrong đó: T1 – mômen xoắn trục 1, Nmm

T2 – mômen xoắn truc 2, NmmT3 – mômen xoắn trục 3, Nmm

TÍNH GẦN ĐÚNG TRỤC:

Vẽ lược đồ hộp giảm tốc 2 cấp nhanh phân đôi:

Tính chiều dài các đoạn trục:

- Đánh số 0 cho gối trục trái, số 1 cho gối trục phải.

- Gọi lki là khoảng cách trục từ gối trục số 0 đến mặt cắt thứ i của trục thứ k

- Chiều dài đoạn trục được tính bằng cách cộng chiều dài các đoạn trục lắp các tiết máy quay

- Chiều dài các trục có liên hệ với nhau và sao cho đường tâm các ổ trục phía ngoài thành hộp thẳng hàng với nhau

Ta tính cho trục 2 trước:

 Trục 2:

L22 = 0,5(Lm22 + b0) + k1 + k2 = 0,5 (52,5 + 27) + 15 + 15 = 69,75 mm

L23 = L22 + 0,5(Lm22 + Lm23) + k1

= 69,75 + 0,5 (52,5 + 67) + 15

= 144,5 mm

L24 = 2L23 – L22 = 2 144,5 – 69,75

= 219,25 mm

L21 = 2L23 = 2 144,5 = 289 mm

2 Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên trục:

3 Xác định các phản lực gối trục (trục 2)

- Giả thiết chiều phản lực ở các gối đỡ theo 2 phương x và y như hình vẽ

- Phương trình mômen với gối trục 2 trong 2 mặt phẳng xoy và yoz

 Trong mặt phẳng yoz :

= Fly21.L21 + Fy22.L22 + Fy24.L24 – Fz22.dw12/2 + Fz24.dw12/2 – Fy23.L23 = 0

Fly21 =

=

= 433,540 N

= Fly20 + Fly21 – Fy23 + Fy22 + Fy24 = 0

Fly20 = Fy23 - Fly21 - Fy22 - Fy24

4 Vẽ lại sơ đồ lực tác dụng lên trục với chiều thực tế của trục 2:

Tính giá trị mômen tại các mặt cắt đặc biệt và vẽ biểu đồ mômen Mx, Mytrong 2 mặt phẳng yoz và xoz

a Tính giá trị mômen cho các mặt cắt đặc biệt trong 2 mặt phẳng yoz và xozcho trục 2:

5 Tính giá trị mômen uốn tổng tại các mặt cắt.

Mômen tổng tại mặt cắt thứ i được tính như sau:

6 Tính giá trị mômen tương đương tại các mặt cắt:

Mômen tương đương tại các mặt cắt i được tính như sau:

= 589338,639 N

- Mặt cắt 4:

Mtđ4 = Mtđ2 = 414842,560 N

7 Tính đường kính trục tại các điểm đặc biệt:

Từ bảng 10.5 trang 195 [1] với đường kính sơ bộ d1 =35 mm ta chọn [σ] = 67 MPa

d1 = 55 mm (đoạn trục lắp ổ lăn)

d3 = 60 mm (đoạn trục lắp bánh răng)

8 Định kết cấu trục:

289 mm 144.5 mm

69.75 mm 144.5 mm