Thiết kế hệ dấn động cơ khí dẫn động hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm bộ truyền xích p3=5,12kw,n3=145 vòng trên phút, tỷ số truyền ux=2,1

Dựa trên quan điểm tương quan kích thước giữa hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài, ta chọn tỷ số truyền của bộ truyền xích là u ng u xích  2,1... Tính khoảng cách sơ bộ giữa các đoạn trục

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án môn học chi tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên

nghành cơ khí nói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp về công nghệ cơkhí, chế tạo máy Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đãhọc, nghiên cứu và làm quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sảnxuất cơ khí hiện nay

Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện

cho chúng em được tiếp xúc và làm quen với việc nghiên cứu : “ thiết kế hệ

thống dẫn động cơ khí” Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng

kiến thức tổng hợp, còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cốgắng, song bài làm của em không thể tránh khỏi những sai sót Em rất mongnhận được sự đóng góp ý kiến của thầy cô, giúp em có được những kiếnthức thật cần thiết để sau này ra trường có thể ứng dụng trong công việc cụthể của sản xuất

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy, các cô trong bộ môn

và đặc biệt là thầy Hoàng Xuân Khoa đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành

nhiệm vụ của mình!

Em xin chân thành cảm ơn !

Hà Nội, ngày tháng năm 2012 Sinh viên: Nguyễn văn nghị

PHẦN I TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

Trong đóP kW ct( )là công suất trên trục máy công tác

 là hiệu suất của hệ dẫn độngT

ol

  ; k 0,99; x 0,97; br 0,97

 ot 1Suy ra 0,99.0,99 0,97 0,97.1 0,87673 2 

Thay vào ta được

4,92 0,7335 4,116( ) 0,8767

60.1000 60.1000.1, 23

70( / ) 15.70

Ta chọn u sbH 20, u sbN 2.1(tỷ số truyền của xích)

Vậy n sb n u ct sb n u u ct sbH sbN 70.20.2,1 2940( / v ph)

vậy chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: nđb=3000 vg/ph

T T



Căn cứ vào công suất đẳng trị đã tính và số vòng quay đồng bộ của động cơ tiến hành tra bảng P1.2 (tr.235-TK1) chọn động cơ điện DK ký hiệu

là:DK51-2 Các thông số kỹ thuật của động cơ:

Kiểu động cơ Công

suất(kW)

Vận tốcquay(v/ph)

os

ax

m dn

T T

k dn

T T

2 Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền (TST) chung của toàn hệ thống uxác định theo:

2900

42 70

h

u u

u



, u ng là tỷ số truyền của bộ truyền ngoài (bộ truyền xích), u h là

tỷ số truyền của hộp giảm tốc

Dựa trên quan điểm tương quan kích thước giữa hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài, ta chọn tỷ số truyền của bộ truyền xích là u ng u xích  2,1

Vậy

42 20 2,1

c h

ng

u u

Công suất trên trục 3

3

4,92

5,12( ) 0,99.1.0,97

dc k

p p



ta thấy công suất trên trục I có công suất lớn hơn công suất động cơ đã chọn như vậy ta phải chọn lại động cơ,ta lấy động cơ DK52-2 với công suất pdc=7 kw vậntốc quay ndc=2900 vg/ph với

1,7

k dn

T

m dn

T

T  ,đều thỏa mãn điều kiện

mở máy và quá tải.

Mômen xoắn trên trục động cơ

9,55.10 9,55.10 23052( )

2900

dc dc

Trong đó :

Pt là công suất tính toán (KW)

P3 là công suất truyền : P3 = 5,12 (KW)

kz là hệ số số răng : kz =

01

1

25 1,67 15



chỉnh lực căng xích, bộ truyền chịu tải trọng t, làm việc một ca cà đượcbôi trơn bằng phương pháp nhỏ giọt

chọn n01 = 200 (vòng/phút) theo bảng 5.5

01

1

200 1,38 145

Tra bảng 5.6[I] ,ta có:

+ko là hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền ( giả sử đường nối tâmhai đĩa xích tạo với phương ngang một góc  =60o

) ko = 1.+ka là hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài dây xích, chọn a = 40p

a x

4

) (

2

2

2

2 1 2 2 1

2 )]

( 5 , 0 [ ) (

5 , 0 [

25

,

1 2 1

2



Z Z Z

Z x

Z Z x

p

Để đảm bảo xích không chịu lực căng quá lớn khoảng cách trục a cầnphải giảm đi một lượng : a = (0,002 0,004)a = 3,08 6,16 (mm) chọn a = 5 (mm)

T

T  Kđ = 1,2 Chế độ làm việctrung bình

3

1000 1000.5,12

3710 1,38

p

Fv là lực căng do lực li tâm sinh ra (N) : Fv = q.v2

Tra bảng 5.2[I] ,ta có khối lượng 1 mét xích : q = 5,5 (kg)

Vậy S = 27,44 > 8,5 = [S] bộ truyền xích làm việc an toàn

d Các thông số của đĩa xích

Đường kính vòng chia đĩa xích được tính theo công thức :



) (K d F t F o F v

Q S

1

38,1

190,5 sin sin

Kr là hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích ,

Khi Z1 = 15 sử dụng phương pháp nội suy ta có Kr = 0,59Đĩa xích và dây xích cùng làm bằng thép 45 E = 2,1.105 (MPa)

A là diện tích chiếu của bản lề, tra bảng 5.12, ta có : A = 395 (mm2).Xích 1 dãy kd = 1

f Xác định lực tác dụng lên trục :

Fr = Kx.Ft =1,05.3710 = 3895,5 (N)

Khi bộ truyền nằm nhiêng một góc  > 40o Kx = 1,05

III Thiết kế bộ truyền trong hộp

- Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241-285, giới hạn

-SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH1=SH2=1,1

Theo 6.5 NHO : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

1

560 1 560 1

0 1 lim 1



530 1 530 2

0 2 lim 2



10 , 509 1 , 1 / 1 560 ] [ H1  

82 , 481 1 , 1 / 1 530 ] [ H2  

Ứng suất tiếp súc cho phép:

(MPa) Theo 6.7

*) ứng suất uốn cho phép

Sơ bộ ta có:

Trong đó : là ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

(MPa)(MPa)

SF: hệ số an toàn khi tính về uốn SF1=SF2=1,75

Theo 6.7 NFE : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương của bánh răng trụ răng thẳng : Ta có

Bộ truyền quay một chiều, lấy giới hạn bền uốn KFC=1

Vậy ứng suất uốn cho phép : F  0FLim.K K Fc. FL /S F

(MPa)

*) ứng suất uốn cho phép khi quá tải: theo 6.14

82 , 481 ]}

[ ], min{[

1

F FL FC F

F



441 245 8 , 1 8

m i

T

T c N

, 1

1 1 441 ] [ F1  

57 , 236 75

, 1

1 1 414 ] [ F2  

1 2 5, 69 1

a z

1 1

1

] [ ) 1 (

ba H

H a

w

u

K T u

K a

Theo bảng 6.5 hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng.

H

Z hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

0 w

2cos / sin 2 2.1/ sin 2.20 1,693

Suy ra v H  H g v a0 w /u  0,006.47.5,5 121/ 5, 69 7,15  mm

Ta có

w w1 1

7,15.36,3.36,17

2 2.18079.1, 07.1

H Hv

H H

v b d K

*) Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Ta có hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng: với v = 5,5 > 5 m/s,

Do đó ta thấy nên bánh răng thoả mãm đk bền tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Ta có bảng 6.7/98, có bd 1,071  hệ số phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng : K F 1,16 (sơ đồ 5)

3 / 1

 

) /(

2T1K F Y Y Y F1 b w1d w1m

 

2 2.18079.1,16.1,16

F Fv

F F

v b d K

e Kiểm nghiệm về quá tải

  F2  [ F2]

Đường kính đáy răng df1  31,d f2  201 mm

1.4.Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240, giới hạn

- bền b3  750 MPa, giới hạn chảy ch3  450 MPa

- Bánh lớn : thép 40 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…228 , có giới

hạn bền b4  700MPa,giới hạn chảy ch4  400 MPa

-SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH1=SH2=1,1

Theo 6.5 NHO : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

Ta tính được Hlim3  0Hlim3 K HL3  510.1 510(  MPa)

Hlim 4  0Hlim 4 K HL4  460.1 460(  MPa)

Vậy ta tính được

 3

510.1

463( ) 1.1

*) ứng suất uốn cho phép

Sơ bộ ta có: [ F] F0 K FC K FL/S F

lim



 Trong đó F0lim : là ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

SF: hệ số an toàn khi tính về uốn SF3=SF4=1,75

Theo 6.7 NFE : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương của bánh răng trụ răng thẳng : Ta có

i i

m i

T

T c N

Bộ truyền quay một chiều, lấy giới hạn bền uốn KFC=1

Vậy ứng suất uốn cho phép : F  0FLim.K K Fc. FL /S F

351.1.1

200,57 1,75

3

2 2

2 2

2

] [ ) 1 (

ba H

H a

w

u

K T u

K a

Theo bảng 6.5/96 ta chọn Ka=43( răng nghiêng)

2 os 2.125.0,9848

27, 29

1 2 3,51 1

a c z

Z hệ số hình dạng bề mặt tiếp xúc: Z H  2cos b/ sin 2 tw

Trong đó blà góc nghiêng của răng trên hinh trụ cơ sở

Tan tanb costtan cos20, 6 tan14,530 0  0, b 13,630

với răng nghiêng không dịch chỉnh :

Suy ra v H  H g v a0 w /u  0,002.73.1, 48 125 / 3,51 1, 289  m/s

Ta có

w2 w2 ' 2

1, 289.37,5.55, 42

2 2.49903.1,12.1,13

H Hv

H H

v b d K

T K K 

1,12.1,13.1, 021 1, 292

Do đó ta thấy với khoảng cách trục như vậy thoả mãm đk bền tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về

uốn :

2 2 2

Vậy F3 [F3],F4 [F4] t/m điều kiện bền uốn

e Kiểm nghiệm về quá tải

IV tính toán thiết kế trục trong hộp giảm tốc

1: Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện, có σ b= 600MPa, ứng suất xoắn cho phép là: [τ] =12 30 MPa

2: Xác định sơ bộ đờng kính trục theo công thức; di≥√3 T i

0,2[τ ] (1t)

Ta có:

trục I: P1 = 5,49 KW; n1 = 2900 vg/ph; T1 = 18079 Nmm; u1 = 5,69;trục II: P2 = 5,33 KW;n1=510 vg/ph; T2 = 99806 Nmm

0 

k k

T

d 

VËy  

3 1

18079

16,53

0, 2 0, 2.20

T d



(mm) với T3=337213 N §êng kÝnh trung b×nh c¸c ®o¹n trôc :

Hình1: Sơ đồ tính khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực

3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lưc;

a Chiều dài mayơ và bánh răng

chọn lm36 =55 (mm) ; lm37 = 60 (mm) lm38 = 65 (mm)

b Tính khoảng cách sơ bộ giữa các đoạn trục

+Theo bảng (10.3) ta chọn

Tờn gọi Ký hiệu và giỏ

trịKhoảng cỏch từ mặt mỳt của chi tiết quay đến thành

trong của hộp hoặc khoảng cỏch giữa cỏc chi tiết

Khoảng cỏch từ mặt mỳt của chi tiết quay đến nắp ổ K3 = 10

C Xác định chiề dài các trục

Hỡnh 2: sơ đồ phõn bố lực trờn trục I

a Xét trục I: chọn hệ trục tọa độ oxyz , ở trục I có một bánh răng, 2 cặp ổ

lăn và 1 khớp nối, ta thu về trọng tâm chi tiết lắp trên trục Chọn chiều quay

t

T F d

Nvới góc β= 0 => Fa = Ft1.tgβ= 0;

a 3 Momen xoắn trờn trục z:

động cơ điện sinh ra momen chủ động, do đó khớp nối bên phần trục sinh ra momen bị động nhằm chống lại chuyển động cho nên MZ ngợc chiều với n1

và MZ = MZC =

1 1

18079 2

t

F d



Nmm

Hỡnh3: sơ đồ đặt lực và biểu đồ mụmen trờn trục I

a 4 Momen tổng hợp tại một số điểm và đờng kính thực tại đó ;

đờng kính trục đợc xác định bởi công thức :

di => đờng kính trục tại một số điểm đặc biệt :

theo tiêu chuẩn ta chọn : dA = 17 mm; dC = 25 mm; dD = 15 mm;

b Trục II có một bánh răng thẳng và hai bánh răng nghiêng,

Hình 4: sơ đồ phân bố lực trên trục II

Chọn chiều như trên hình vẽ ta cã c¸c lùc:

ỉ25 ỉ28

Hỡnh 5: sơ đồ đặt lực và biểu đồ mụmen trờn trục II

b 4 Momen tổng hợp tại một số điểm và đờng kính thực tại đó :

MtdB =√M XB2

+M YB2

+0,75 M2ZB =√32924,762+100765,52+ 0,75.32924,762 = 112421,2 Nmm;

MtdC =√M XC2

+M YC2 +0,75 MZ C2 =√22295,762+125515,52+ 0,75.998062 = 154020

Nmm;

MtdD =√M XD2 +M YD2 +0,75 MZD2

Xuất phát từ các yếu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường

kính các đoạn trục như sau:

Z

X

FY

FX

trên bánh răng nghiêng ta có các lực tác dụng;

Trên 2 b¸nh răng nghiêng:

Khi bộ truyền nằm nhiêng một góc  = 60o  Kx = 1,05;

Gọi lực Fx là lực tác dụng của xích lên trục theo phương x ta có:

(ta thấy XD có giá trị âm lên chiều thực xẽ ngược chiều ta đã chọn vậy XD

phải đổi chiều ngược lại)

(ta thấy YD có giá trị âm lên chiều thực xẽ ngược chiều ta đã chọn vậy YD

phải đổi chiều ngược lại);

c 5 Momen xoắn trªn trôc z:

mômen xoắn trên bánh răng nghiêng là: Mz2=Mz3=

3

2

T

=168606,5 Nmm

mụmen xoắn trờn bỏnh xớch là: Mz4=T3=337213 Nmm

Hỡnh 6: sơ đồ đặt lực và biểu đồ mụmen trờn trục III

C 6 Momen tổng hợp tại một số điểm và đờng kính trục :

+; Momen tổng hợp tại một số điểm;

6 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

kêt cấu trục vừa thiết kế phải đảm bảo an toàn tại các tiết diện nguy hiểm phải thỏa mãn điều kiện sau:

S j= S σj S τj

√S2σj+S2τj ≥[ S] (1)

với S σj vàS τj là hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j:

a Với thép 45 có σ b= 600 MPa;σ−1=0,45 σb=0,45.600=270 MPa ;

τ−1=0,58 σb= 0,58.600 = 384 MPa Tra bảng 10.7 với σ b<700 MPa ,

W 0 j với Wj và Woj là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết

diện j của trục đợc xác định theo công thức :

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

Dựa vào kết cấu trục các hình 3, 5, 6 và biểu đồ momen tơng ứng, có thể thấy tiết diện nguy hiểm cần kiểm tra về độ bền mỏi: trên trục I tại điểm D

và C (hay A1 và C1); trên trục II ta kiểm tra tại B và C (hay B2 và C2); trên trục III ta kiểm tra tại C và D (hay C3 và D3); kích thớc then tra bảng 9.2, trị

số momen theo công thức (4) và (5) ứng với tiết diện trục ta có bảng6:

Tiết diện Đờng kính

um, do đó theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt KX = 1,06.

không dùng các phơng pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ số tăng bền Ky = 1

ε σ và ε τ -là hệ số kích thớc kể đến ảnh hởng của kích thớc tiết diện trục đến

giới hạn mỏi, tra bảng 10.10 ta có bảng8:

7 Kiểm nghiệm độ bền của then

Với các tiết diện trục dùng mối ghép then bằng cần tiến hành kiểm nghiệm

mối ghép then về độ bền dập theo công thức :

d l t .(h−t1) và τ c= 2 T

d l t b ; kết quả tính với Lt = 1,35.d

bảng 10: cỏc thụng số của then bằng (tra bảng 9.1 ta được)

theo bảng 9.5 với tải trọng tĩnh [σ d] = 150 MPa và [τ c] = 60 90 MPa

vậy tất cả then đều đạt độ bền dập và độ bền cắt

VI Chọn ổ đỡ

Ta chọn ổ lăn

1 Với tải trọng tơng đối nhỏ và chỉ có lực hớng tâm, lực dọc trục trên trục II

và III bị triệt tiêu bởi cặp bánh răng nghiêng, ta dùng ổ bi đỡ một dãy cho

các gối đỡ : A1, B1, A2, E2, A3, D3

Căn cứ vào các lực tại các gối đỡ ,mỗi trục có hai cặp ổ lăn, ta chỉ xét một

cặp ổ lăn chịu lực lớn hơn ở mổi trục, do đó ta chỉ xét các gối đỡ : B1, A2,

đờng kính trong ổ lăn (mm)

đờng kính ngoài ổ lăn (mm)

Khả

năng tải

động cho phép

Khả

năng tải tĩnh cho phép Co

V-là hệ số kể dến vòng quay, vì vòng trong quay nên V = 1;

kt-là hệ số kể đến ảnh hởng của nhiệt độ, với t < 100oC => kt = 1;

kđ-là hệ số kể đến tải trọng động, với máy va đập vừa , rung động ta lấy

Li-tuổi thọ tính bằng triệu vòng với :

Li = 60.ni.Lh/10 6 = 60.ni.18000/10 6 = 1,08.ni (triệu vòng )

bảng 16:trị số tải trọng động, số vòng quay và khả năng tải động

Gối đỡ trị số tải trọng

động Qi (N)

Số vòng quay(triệu vòng)

Khả năng tải

động Cdi (kN)

Khả năng tải

động cho phép Ci (kN)

Vậy ổ lăn đạt yêu cầu khả năng tĩnh

G TÍNH KẾT CẤU VỎ HỘP, BễI TRƠN VÀ ĂN KHỚP.

I Vỏ hộp.

Nhiệm vụ của vỏ hộp giảm tốc là bảo đảm đỳng vị trớ tương đối giữa cỏc chi tiết và bộ phận mỏy, tiếp nhận tải trọng do cỏc chi tiết lắp trờn vỏ truyền đến,đựng dầu bụi trơn và bảo vệ cỏc chi tiết khỏi bụi

Vật liệu thường dựng làm vỏ hộp giảm tốc là gang xỏm GX 15-32

1 Chọn bề mặt lắp ghộp giữa nắp và thõn

Bề mặt lắp ghộp của vỏ hộp( phần trờn của vỏ là nắp, phần dưới là thõn) thường qua đường tõm cỏc trục nhờ đú việc lắp ghộp cỏc chi tiết sẽ thuận tiện hơn

Bề mặt lắp ghộp thường chọn sogn song với mặt chõn đế

2 Xỏc định cỏc kớch thước cơ bản của vỏ hộp

Các kích thước cơ bản của vỏ hộp được trình bày trong bảng sau

Chiều dày

- Thân hộp δ

- Nắp hộp δ1

-  = 0,03.aw+3 = 0,03.135+ 3 = 7,05Lấy  = 7 mm

-  1 = 0,9  = 0,9 7 = 6.3 mm chọn  1=6Gân tăng cứng

- h < 5. = 5.7 = 35mm

- Độ dốc khoảng 20

Lấy d1=16 mm, chọn bu lông M16

- d2 = (0,7  0,8).d1 = (0,7  0.8).16 =11,212,8mm

Lấy d2 =12 mm, chọn bu lông M12

- d3 = (0,8  0,9).d2 =(0.8  0,9).12 = 9,6  10,8 mm

Lấy d3 = 10, chọn bu lông M10

- d4 = (0,6  0,7).d2 = (0,6  0,8) 12 = 7,2 9,6 mm

Lấy d4 = 8mm, chọn vít M8

d5 =( 0,5  0,6).d2 = (0,5  0,6).12

= 6 7,2 mmLấy d5 = 6 mm, chọn vít M6Mặt bích ghép nắp và thân

- Chiều dày bích thân hộp S3

- Chiều dày bích nắp hộp, S4

- Bề rộng bích nắp và thân, K3

- S3 =(1,4  1,8).d3 = (1,4  1,8).10 = 14 18 Lấy S3 = 16 mm

- S4 = ( 0,9  1).S3 = (0,9  1).16 = 14,4 16 mm Lấy S4 = 15 mm

- K3 = K2 - ( 35 ) mm

E2 = 1,6.d2 =19,2mm Lấy E2 = 19mm

R2 = 1,3.d2 =15,6 mm Lấy R2 =15mm

K2 = E2 + R2 +( 3  5) = 19 + 15 + 4 =38 mm

→K3 = 38- 3 = 35 mm