ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí ( đính kèm bản vẽ )

LỜI NÓI ĐẦUNgày nay trong các ngành công nghiệp sản xuất hiện đại với dây chuyền sản xuất tự động hóa, dẫn động là một khâu quan trọng không thể thiếu.Trong đó, hộp giảm tốc là một bộ ph

MỤC LỤC

Trang

Lời nói đầu……… …… 2

PHẦN 1 Xác định công suất động cơ và phân phối tỷ số truyền cho cả hệ thống. 1 Chọn động cơ………3

2 Phân phối tỷ số truyền cho hệ thống truyền động……… 5

3 Tính các thông số ………5

PHẦN 2 Tính toán thiết kế các chi tiết máy. 1 Thiết kế bộ truyền xích……… 8

2.Tính toán các cặp bánh răng……… 13

3 Tính toán thiết kế trục và then……… 35

4 Chọn khớp nối……… 51

5 Tính toán thiết kế ổ lăn……… 52

6 Chọn các chi tiết phụ và dầu bôi trơn………56

7 Bảng dung sai lắp ghép hộp giảm tốc………61

PHẦN 3 Tài liệu tham khảo……… 63

LỜI NÓI ĐẦU

Ngày nay trong các ngành công nghiệp sản xuất hiện đại với dây chuyền sản xuất tự động hóa, dẫn động là một khâu quan trọng không thể thiếu.Trong đó, hộp giảm tốc là một bộ phận của hệ thống dẫn động, nó đóng vai trò trung gian trên đường truyền động từ động

cơ đến các hệ thống khác.

Đồ án môn học thiết kế máy là môn học mang tính thực tế, ứng dụng cao giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn chi tiết máy, vẽ cơ khí,….Bên cạnh đó, 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 của cơ khí như ; trục, bánh răng, ổ lăn,… Ngoài ra trong quá trình thực hiện chúng em có cơ hội để trao dồi thêm các kỹ năng cơ bản cần thiết cho công tác của người kỹ sư Cơ Khí sau này như: kỹ năng lập bản vẽ cơ khí bằng AutoCad, kỹ năng viết, soạn thảo một bài thuyết minh cho một đề tài…

Nhân đây, em xin gởi lời cảm ơn chân thành đến thầy Trần Thiên Phúc, cũng như các thầy cô trong khoa cơ khí và các bạn đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.

Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để rút kinh nghiệm và đồ án này sẽ được hoàn thiện hơn.

Sinh viên thực hiẹân.

Phạm Ngọc Anh Hồng

PHẦN THUYẾT MINH

PHẦN 1 XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ

SỐ TRUYỀN:

1 Chọn động cơ.

1.1 Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ.

Công suất trên trục công tác:

trong đó:  là hiệu suất truyền động,  :Hệ số thay đổi tải trọng

Hiệu suất truyền động:

 = xích..m

ổlăn.k bánhrăng .khớp nối.m: số cặp ổ lăn ( m = 4 )

k: số cặp bánh răng ( k = 2 )

Tra bảng 2.3 [1] ta có

Hiệu suất của bộ truyền xích để hở: xích.= 0,96

Hiệu suất của các cặp ổ lăn: ổlăn.= 0,99

Hiệu suất của các bộ truyền bánh răng trụ : bánhrăng = 0,97

Hiệu suất của nối trục đàn hồi: khớp nối.=.1

Vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống là :

Công suất yêu cầu trên trục động cơ là:

Pyc=Pct/=0,926.6,8/0,868=7,254(Kw).)

1.2 Xác định tốc độ vòng quay đồng bộ của trục động cơ

Số vòng quay trên trục công tác:

nct=60.1000. 60.1000.0,85 51,54( / )

v

vòng phút D

trong đó: v là vận tốc băng tải, D là đường kính tang

số vòng quay sơ bộ của động cơ:

T

T T

T

 1

tra bảng P1.3 Tr 237 ta chọn động cơ có kí hiệu 4A1132M4Y3 có:

2 Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung: uc= nđc/nct = 1458/51.54 = 28,28

Chọn ung= 2,5  uh = 28,28/2,5 = 11,3

Ta có: uh = u1.u2

Trong đó: u1 là tỷ số truyền cấp nhanh, u2 là tỷ số truyền cấp chậm

Phân phối tỷ số truyền theo nhiều chỉ tiêu:

Công suất thực của động cơ phát ra trong quá trình làm việc:

PHẦN 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

1 TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH

Các thông số ban đầu:

2 Các thông số của bộ truyền xích

Với tỷ số truyền của bộ truyền xích ux = 2,5, ta chọn số răng đĩa xích nhỏ là: Zx1 = 24

Do đó số răng đĩa xích lớn : Zx2= ux.Zx1 = 2,5 24 = 60  Zxmax =120 ( thỏa mãn điều kiện xích ăn khớp đúng )

Theo công thức ( 5.3 )[1] điều kiện đảm bảo chỉ tiâu về độ bền mòn của bộ truyền xích :

k đ: hệ số tải trọng động Kđ = 1,2 (tải trọng êm )

k 0 : hệ số ảnh hưởn của kích thước bộ truyền.k0=1 (do đường nối tâm các đĩa xích trùng với phương ngang)

k a: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ; ka =1;

k c :hệ số kể đén chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 (làm việc 2 ca)

 k = 1.1.1.1,2.1,3.1,25 = 1,95

kn : hệ số vòng quay, số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ

Chọn n03 = 200vg/ph  kn= n03/n3 = 200/127,38 = 1,57

kz : hệ số răng , với Zx1=24  kz= 25/Zx1 = 1,04

Như vậy ta có : Pt = Pt = P.k.kn .kz =7 ,16.1.95.1,57.1,04 = 22,8kW

Tra bảng 5.5 [1], với n01 =200 vòng/phút.chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích p = 38,1

mm đường kính chốt dc=9,55mm chiều dài ống :B = 27,46 mm

Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt  P] = 34,8 kW

Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p  pmax

2 1 1

5 , 0

Z X

Z Z X

Chọn a =5,5mm

Vậy lấy khoảng cách trục : a = 1522 mm

Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14):

= 1,94 m/s

Ft = 1000P/v = 1000.7,16/1,94 = 3690,7 N

Fv :lực căng do lực li tâm gây ra: Fv = q.v2= 5,5 1,942 = 20,7N

F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :

F0 = 9,81.kf .q.a = 9,81.4.5,5 1,522 = 335 N

(hệ số võng : kf = 4 do bộ truyền nằm ngang)

Do đó: S =

v t

Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền

d

vd d t r

K A

E F K F

Trong đó:

[H ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép

Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện ta có :[H]=600 Mpa

Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.78,143.25,43.1 = 1,665N

Hệ số tải trọng động : Kđ = 1 (bảng 5.6)

Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,41(vì Z1 =25 )

Diện tích bản lề : A = 180 mm2 (tra bảng (5.12)với xích ống con lăn một dãy)

Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa



1 180

10 1 , 2 ).

665 , 1 1 5 , 3332 ( 41 , 0 47 ,

H

 H1 <[H] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc

Tương tự cho đĩa xích 2 với cung vật liệu và chế độ nhiệt luyện Hệ số ảnh hưởng của số rangđến đĩa xích Kr=0,21 Ta có:

1 180

10 1 , 2 ).

665 , 1 1 5 , 3332 ( 21 , 0 47

H] ( S ) Z Z K K

[   0 lim

FL FC xF s R F F

F] ( S ) Y Y K K K

[   0 limTrong đó:

Z R - hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc.

Z v - hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.

K xH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

Y R – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng.

Y S – hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất.

K xF – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.

Tính thiết kế, ta lấy sơ bộ:

1

.

1

.





xF S R

xH V R

K Y Y

K Z Z

K FC – hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, do tải một chiều nên K FC =1.

S H , S F –hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn Tra bảng 6.2 ta có : S H =1,1;

S F =1,75.

lim 0 lim

N HE , N FE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.

Do tải trọng thay đổi nên ta có:

N HE = 60c  (Ti/Tmax)3niti

N FE = 60c  (Ti/Tmax)6niti

c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c = 1)

ni- số vòng quay trục thứ j trong 1 phút ở chế độ thứ i

ti- thời gian làm việc ở chế độ thứ i

Ih=  ti - Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ) Ih = 33600h

[ H 2sb= 530.1/1.1= 481.9 MPaSuy ra [ H]m12 = ([ H]1sb+[ H]2sb)/2 = (509,1+481,9)/2=495,4 MPa

] [ F 1sb= 441.1/1,75 = 252 MPa]

Ứng suất tiếp xúc ( sơ bộ ) cho phép :

o

H] H lim[  KHL2/SH

] [ H 3sb= 560.1/1,1 = 509,1 MPa]

[ H 4sb= 530.1/1,1 = 481,9 MPaSuy ra [ H]m34 = 481,9 MPa

2

max 3 max

1

MPa

MPa

H H

H H

2.2.3 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[ F]1max=[ F]3max=0,8 ch1=0,8.580=464 MPa

[ F]2max=[ F]4max=0,8 ch2=0,8.450=360 MPa

2.3 Truyền động bánh răng trụ

2.3.1 Đối với cấp nhanh.

2.3.1.1 Các thông số cơ bản của bộ truyền.

Khoảng cách trục a w1 :

Theo công thức (6.15a):

3

2

' 1

][

.)

1

ba H

H a

w

u

k T u

k a

[ H - ứng suất tiếp xúc cho phép

K a, – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng

Do đó, ta chọn góc nghiêng  = 10.

Công thức 6.31 [1] ta có:

Số răng bánh nhỏ:

0 1

12

2 .cos 2.140.cos10

28, 48.( 1) 2(3,84 1)

w a Z

Zt1=Z1+Z2=28+108=136

Tỷ số truyền thực:

2 1 1

1083.8628

m

Z u Z

2.136

2 2.140

t w

m Z a

.

) 1 (

2

1

H w

H H

M H

d u b

u K T Z

tw b

ở đây : αt – góc profil răng, αtw). là góc ăn khớp

đối với bánh răng nghiêng, không dịch chỉnh ta có:

b b

2.cos13,72

1, 71

sin 2.20,53

H Z

1

w w H

d b

K  

u a v

g o -hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng

Tra bảng 6.16[1] , với vận tốc vòng v= 6,78 (m/s) ta chọn cấp chính xác theo mức làm việc



1,12.1,11.1, 057 1,31.

H K

H] [ ] Z .Z .K

[    12 = 495,4.0,95.1.1= 470,63

Ta thấy  H<[ H] do vậy bánh răng đủ bền

2.3.1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Công thức 6.43[1]:

 1

1

1

1

2

F w

w

F F

Y Y Y K T



] [ 2

1

2 1

F

F F F



Z Z

Y Y

K - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng đồng thời khi

tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm việc êm là 8, ta có: K F=1,27

Fv

K - hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp:

2

.

w w F

d b

K  

u

a v

2

77.3,6

73[ ]3,8

Do vây bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn

2.3.1.5 Kiểm nghiệm về quá tải:

Ứng suất tiếp cực đại:

Công thức 6.48 [1]:

] [

 H1max 360 2, 2 524 [ H]max 1260[MPa]

Ứng suất uốn cực đại

12 2 2

57,64[ ]cos cos13,72

222,3[ ]cos cos13,72

a a

f f

-Góc profil răng: αt= 20,530

-Góc ăn khớp: αtw).= 20,530

-Hệ số dịch chỉnh xt1=xt2=0

2.3.2 Đối với cấp chậm.( Bánh răng thẳng)

2.3.2.1 Các thông số cơ bản của bộ truyền.

Khoảng cách trục a w2

Theo công thức (6.15a[1]):

3

2 2

2 2

2

] [

)

1 (

H

H a

w

u

k T u

K a

34 2

37.( 1) 2,5(2,92 1)

w a Z

Zt2 = Z3+Z4= 37+108 =145

Tỷ số truyền thực:

4 2 3

1082,91937

m

Z u Z

cosαtw).=ztm34cosα/(2aw).)=145.2,5.cos200/(2.182)=0,9358

 αtw).=20,64

2.3.1.3 kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Công thức 6.33:

2 3

H Z

H

H K K K

K   

Với K H = 1,12 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (tra bảng 6.7[1])

1

2

3 3







H H

w w H

d b

T2-momen xoắn trên trục 2 T2=187383,13(Nmm)

u a v

g o -hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng

Tra bảng 6.16[1], với vận tốc vòng v = 1,72 (m/s) ta chọn cấp chính xác theo mức làm việc

H] [ ] Z .Z .K

[  34   34 = 481,8.0,95.1.1=457,71 MPa

Ta thấy  H < [ H]34 do vậy bánh răng đủ bềntheo độ bền tiếp xúc

2.3.1.4 kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

4 3

F

F F F

Y Y

F

K - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng đồng thời khi

tính về uốn bảng 6.14[1], với cấp chính xác về mức làm việc êm là 9, ta có: K F= 1,37

Fv

K - hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp:

2

.

w w F

d b

K  

u

a v

F4 F4sb .Y Y K S R xF 236,5.1, 016 240,36 MPa

 F3 = 80MPa< [F]3 = 256,032 Mpa; và

 F4 = 78,44MPa< [F]4 = 240,36 Mpa

Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn

2.3.1.5 Kiểm nghiệm về quá tải:

Ứng suất tiếp xúc cực đại:

Công thức 6.48[1]:

] [

 H3max 441,67 2, 2 655,1 [ H]4max 1260[MPa]

Ứng suất uốn cực đại:

a a

f f

db3= d3cosα = 92,5.cos200 = 86,92 mm

db4= d4cosα = 270.cos200= 53,72 mm-Góc profil gốc: α= 200;

-Góc profil răng: αt= 200

-Góc ăn khớp: αtw).= 20,640

Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền:

Các thông số cơ bản của

bộ truyền bánh răng

Ký hiệu Bộ truyền cấp nhanh Bộ truyền cấp chậm

Bánh chủđộng

Bánh bịđộng

Bánh chủđộng

Bánh bịđộngModul

13,72 0

0

21080,342222,3222,14226,3217,3208,9

13,72 0

0

2,5370,397192,592,8597,586,2584,5786,920

2,51080,3971270271,14275263,75246,2253,720

2.4 Kiểm tra điều kiện bôi trơn :(trang 463 sách[3])

Điều kiện bôi trơn đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp:

 Mức dầu thấp nhất ngập (0,75÷2) chiều cao răng h2 (h2 =2,25 m) của bánh răng 2 (nhưng ít nhất 10mm)

 Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và mức dầu cao nhất hmax – hmin= 10 15 mm

 Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng 4

=> H = 0,5da2-10-(10÷15) > 1/3.da4 (v ì h2 = 2,25m = 2,25.2,5 = 5,626 <10mm )

=>H = 0,5.222,3-10-10> 270/3

<=> 91,15 > 90 (thỏa điều kiện bôi trơn hộp giảm tốc)

3 TÍNH TOÁN TRỤC VÀ THEN

3.1 Cơ sở lý thuyết về trục và then:

Trục dùng để đỡ các chi tiết quay, bao gồm trục tâm và trục truyền Trục tâm có thểquay cùng với các chi tiết lắp trên nó hoặc không quay, chỉ chịu được lực ngang và mômenuốn Trục truyền luôn luôn quay, có thể tiếp nhận đồng thời cả mômen uốn và mômen xoắn.Các trục trong hộp giảm tốc, hộp tốc độ là những trục truyền

Chỉ tiêu quan trọng nhất đối với phần lớn các trục là độ bền, ngoài ra là độ cứng vàđốivới các trục quay nhanh là độ ổn định dao động

Tính toán thiết kế trục bao gồm các bước sau:

 Chọn vật liệu

 Tính thiết kế trục về độ bền

 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

 Trường hợp cần thiết tiến hành kiểm nghiệm trục về độ cứng Đối với trục quay nhanhcòn kiểm nghiệm trục về độ ổn định giao động

=> Vì là hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển nên ta chọn trục cho hộp giảmtốc là trục truyền.

Mối ghép then và then hoa được dùng để truyền mômen xoắn từ trục đến các chi tiếtlắp trên trục hoặc ngược lại Mối ghép then nhờ đơn giản về chế tạo và lắp ghép nên đượcdùng khá rộng rãi thường dùng là then bằng ( TCVN 2261-77 ); then bằng cao ( TCVV4218-86 ); then bán nguyệt ( TCVN 4217-86 ) So với mối ghép then, mối ghép then hoa đảmbảo cho các chi tiết lắp trên trục có độ đồng tâm tốt hơn, khả năng tải và độ tin cậy làm việccao hơn, nhất là khi mối ghép chịu tải trọng thay đổi và tải trọng va đập Thường dùng hơn cả

là mối ghép then hoa răng chữ nhật và mối ghép then hoa răng thân khai

Trong quá trình làm việc, mối ghép then và then hoa có thể bị hỏng do đập bề mặt làmviệc, ngoài ra then có thể bị hỏng do bị cắt, mối ghép then hoa có thể bị hỏng do mòn bề mặtlàm việc

Khi thiết kế thường dựa vào đường kính trục để chọn kích thước tiết diện then hoặcthen hoa, chiều dài then hoặc then hoa thường lấy bằng 0.8 … 0.9 chiều dài mayơ, rồi tiếnhành kiểm nghiệm mối ghép then và then hoa về độ bền dập, ngoài ra đối với mối ghép then –

về độ bền cắt và đối với mối ghép then hoa – về độ bền mòn

=> Ở hệ thống dẫn động này ta chọn then bằng cao dùng trong các mối ghép: bánhrăng với trục, bánh xích với trục, khớp nối với trục

3.2 Sơ đồ lược tác dụng lên các bộ truyền:

2 cos 2*50828,53*0,971

1762,66( )2*28

3 4

2 3

2 2*187383,13

4051,52( )2,5.37

Với km = 1,15 do xích nằm ngang hoặc nghiêng một góc < 400 so với phương ngang

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

1

5 5*50828,53

23,63( )20

2

5 5*187383,13

36, 4( )20

3

5 5*536803, 27

51,19( )20

d1 = 25 mm => b1 = 17mm

d2 = 40 mm => b2 = 23 mm

d3 = 55 mm => b3 = 29 mmChiều dài mayơ các bánh răng và bánh xích:

lm11 = 47mm

lm22 = 42mm

lm23 = 76mm

lm32= 71 mmChiều dài nữa nối trục vòng đàn hồi:

lnt = 1,4.d1 = 2.25 = 50 mm

lx = 1,5.d3 =1,5.55=82,5 mmTheo bảng 10.3[1] : ” Trị số của các khoảng cách k1,k2,k3,hn “ ta được:

430, 4 679,8(206 58,5)

547206

0679,8 547 132,8

r By

01762,66 674 433, 41 655, 25

Xét tiết diện tại bánh răng 1

25,50,1[ ] 0,1.67

Tiết diện tại bánh răng 2

Vậy theo tiêu chuẩn ta chọn các đường kính sau:

4

1413, 457183,85

1432,662566,62

t Hx

Tiết diện tại bánh xích

2

0,75.546955, 2

41,340,1.67

2 2 2 4

3.6 Kiểm nghiệm các trục về độ bền mỏi:

Với thép 45 tôi cải thiện ta có:

j

bt d tπdd

2

1 j 1 j

j

Tτ

Với Wj: moment cản uốn tại tiết diện j của trục

Woj: moment cản xoắn tại tiết diện j của trục

Đối với trục có rãnh then: Wj = πddj³/32 - bt1(dj-t1)²/2dj và Woj = πddj³/16 - bt1(dj-t1)²/2dj.

Dựa theo biểu đồ moment, ta thấy được các tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi Đó là các tiết diện tại các bánh răng và tại các ổ đỡ

Trục 1: tiết diện lắp nối trục, tiết diện lắp bánh răng, tiết diện lắp ổ lăn B

Trục 2: Tiết diện lắp bánh răng

Trục 3: Tiết diện lắp bánh xích, tiết diện lắp bánh răng, tiết diện lắp ổ lăn E

Chọn lắp ghép: Các ổ lăn lắp trên trục theo k6; lắp bánh đai, khớp nối ,bánh răng theo H7/k6 kết hợp với then

Kích thước của then chọn theo bảng 9.1a[1] ứng với các tiết diện trục như sau:

Các trục gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5

0,63µm, do đó theo bảng 10.8[σ1]:” Trị số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt k X “ ta có

kX = 1,25

Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ số tăng bền kY = 1