Thiết kế máy thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

Kiểmnghiê m theoquátải: Kiểm nghiệm theo mức dầu bôi trơn: Để bôi trơn được bánh răng côn, ta cho mức dầu bôi trơn trong hộp phải ngập chiều rộng bánh răng côn lớn... Đồ ÁN THIẾT KÊ MÁY

Och = hd-ho|-lbrc-lbrnu=>96.0,99.0,96.0,99= 0,84

ĐO ẢN THIÊT KẼ MÁYTHIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYEN ĐỘNG CƠ KHÍ

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG cơ VÀ PHÂN BÔ TỈ SÔ TRUYỀN 1.1 CHỌN ĐỘNG Cơ ĐIỆN

- Công suất danh nghĩa của máy cồng tác:

Pđ„=^Ạ_ = -^ = 1^ = 12 KW9,55.106 1000 1000

-Công suất tính toán trên trục máy công tác:

- Công suất cần thiết trên trục động cơ:

- Xác định tỉ sô" truyền U| của cặp bánh răng cấp nhanh và u2 của cặp bánh răng

cấp chậm theo hướng dẫn trang 44 - 45 và hình 3.21

———

= 13 2

kbe= 0,285 Vj/ bd2 =1,2 Hình 3.21 => U | = 3,33 ; u 2 = 3

Bảng thông sô" kỹ thuật của động cơ:

Ho.

d1_L~ 1,8

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIÊT KÊ CÁC CHI TIÊT MÁY 2.1 THIẾT KẾ BÁNH ĐAI

chọn d2 = 400 mm

- Tỉ sô" truyền thực tế : u, = ———= 2,55

d| (1 - e)Sai lệch tỉ sô" truyền : Au = ——— = 0,4% < 4% => châ"p nhận

Theo tiêu chuẩn chọn L = 1800 mm

Sô" vòng chạy của đai trong một giây: = 6,8 < 10 => châ"p nhận

Đồ ÁN THIẾT KÊ MÁY GVHD:

[Pn].c ,c,.c c

L 0 J a 1 u zC|=0,95 ; cz=0,9 ; {P0] = 4

13,45.1,35

=5,23 => chọn z =5

4.0,89.1,135.0,95.0,9Theo bảng 4.21 : chọn h0 =4,2 ; 1=19 ; e=12,5Chiều rộng bánh đai: B=(z-l).t + 2e = 101 mmĐường kính ngoài bánh đai: da= di+2.h0 =168,2 mm

Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

(chọn qn)=0,3)+Lực tác dụng lên trục: Fr = 2.F0 .z.sin— = 2874 (N)

2.2 THIẾT KẾ BÁNH RĂNG

Chọn vật liệu hai cấp bánh răng như nhau:

-Bánh nhỏ thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB 241 285 có :ơbi= 850 MPa, ơChi= 580MPa

- Bánh lớn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB 192 240 có :

ơb2 = 750MPa, ơch2 = 450MPa

- Định ứng suâ"t cho phép:

Theo bảng 6.2 ta có: ơ°Hiim= 2HB +270 , SH= 1,1

SVTH: PHẠM THẾ VĨNH

max

Với HB < 350 => Z|= 1,6Z|P = 30,4 => chọn Z|= 30

- Đường kính trung bình : dm, = (l-0,5Kbe)dei= 95 mm

Khi đó: ơ°Hiimi= 560 MPa , ơ°Fiim,= 441 MPa

<5 )Hiim2= 530 MPa , ơ°Fiim2 = 414MPa

- NHE= 4,3.10* > KHO do đó KHL=1[CTh]2 = 481,8 MPa

SVTH: PHẠM THẾ VĨNH

- NFE = 3,9.108 > KF0 do đó KFL=1

[ơF ] 2 =236,6 MPa

=> Vậy để tính bộ truyền bánh răng côn ta lấy:

[ơH]=[ơH ] 2 = 481,8 MPa[ơp]i= 252 MPa ; [ơF ] 2 =236,6 MPa

Đồ ÁN THIẾT KÊ MÁY GVHD:

Theo bảng 6.9 ta chọn me theo tiêu chuẩn : me = 4

- Tính lại : mni= me( 1- 0,5Kbe ) = 3,43 mm

Z | = — = 27,7 chọnZ|=28

mn,

Z2 = UZ| = 93,24 chọn Z2 = 93u= — = 3,32

- Chiều dài côn ngoài : Re= 0,5me = 194,24 mm

Bảng tóm tắt các thông sô"bánh răng côn:

Công thức kiểm nghiệm :

*^FI 0,85.55,36.3,43.92,96= 100,3 MPa < [ơp]|

=> ƠP 2 =Ơ F | ^ F2= 95,5 MPa < [ơp] 2

Yp,

=> thoả điều kiện bền uốn

3.Kiểm nghiêm răng về quá tải:

Gpỉmax-Gpỉ ỰĨỤ ^ [^Fỉ]maxT

SVTH: PHẠM THẾ VĨNH

Xác định các ứng suất cho phép tương tự bánh răng côn, ta cũng thu đượccùng một kết quả: [ơ H ]= 481,8MPa, [ơ F |]= 252 MPa, [ƠF 2 ]= 236,6MPa

Tính bánh răng nghiêng:

a Thông số cơ bản của bỏ truvển:

Khoảng cách trục: aw =Ka(u + l)3 j T,KHP

[crH]2u\ị/b a

Kiểm bền bánh răng nghiêng:

Công thức kiểm nghiệm:

- K H pK Ha K Hv

+ Với V|/bd= 0,53v|/ba(u+l) = 0,848 tra bảng 6.7

SVTH: PHẠM THẾ VĨNH

+ Ỵp = ỏFgovJ-^- Theo bảng 6.15=> ôp= 0,006 , bảng 6.16=> go= 73

—> YF =4,72

=> Kpv = 1 +

YFb w d w 1 _ ị 0292T,KFpKF(1 ’

Fmax - ơ F ^K qt - F < [ F ]

KF= 1,13.1,37.1,029 = 1,593

2.695307.1,593.0,6.0,882.3,7

ơ, 103,48.129,57.4= 81,97 MPa < [ơF]|

thoả điều kiện bền uốn

3 Kiểmnghiê

m theoquátải:

Kiểm nghiệm theo mức dầu bôi trơn:

Để bôi trơn được bánh răng côn, ta cho mức dầu bôi trơn trong hộp phải ngập

chiều rộng bánh răng côn lớn Khi đó ta cho :-Mức dầu thấp nhất ngập chân răng bánh côn lớn là hmin = 15 mm

- Mức dầu cao nhất hmax = 25 mm

- Trục 3 : T3= 1935136,6 MPa => d3= 78,5 mm -> chọn [ơ]= 50MPa

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

a Chiều dài các mayo trên các truc:

- Trục 1:

+ Chiều dài mayo bánh đai lml 2 = 80 mm+ Chiều dài mayo bánh côn nhỏ lm 13 = 55 mm

- Trục 2 :+ Chiều dài mayo bánh côn lớn lm 2 2 = 70 mm+ Chiều dài mayo bánh răng nghiêng nhỏ lm 23 = 104mm

Đồ ÁN THIẾT KÊ MÁY GVHD:

d3 = 78,5 mm => D() = 200mm

=>Ft = 19351,3 N

SVTH: PHẠM THẾ VĨNH

Đồ ÁN THIẾT KÊ MÁY GVHD:

Đồ ÁN THIẾT KÊ MÁY GVHD:

Ta tính được tải trọng tác dụng lên các ổ như sau:

Ta tính được tải trọng tác dụng lên các ổ như sau:

Ta tính được moment tại các tiết diện nguy hiểm:

-Trên trục 1: Mio= 342030,1 Nmm ; M|i =425794,8 Nmm

Tiết diện Đường kính trục bxh W(mm3) w0(mm3)

Điều kiện bền dập của then:

ơd = 'Ụ-—T < [ơd ] với [ơc) ] = 100 MPad.ựh-t,)

Tc = < [xc ] với [xc 1 = 20 MPad.lt.b

+ lm 23 = 104mm => 1(23 = 83mm

—^ 0^123 = 69,6 MPa, xc 23 = 15,5 MPa

- Trục 3: then có kích thước : b = 22mm, h = 14mm, t| = 9mm

—^ *^d32 — 96,7 MPa, Tc 32 — 23,5 MPa

=> Từ đó ta thấy các then đã chọn đều thỏa điều kiện bền dập

7 Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn :

Với thép 45 ta có: ơb = 600 MPa , Ơ_1 = 0,436.ơb = 261,6 MPa

T_J = 0,58.Ơ_| = 151,7 MPaTheo bảng 10.7 : \ị/ 0 = 0,05 ; \|/t= 0

- Tất cả các trục đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đôi xứng, do đó:

- Chọn lắp ghép: các ổ lăn lắp trên trục theo kó, lắp bánh răng , bánh đai theo kó

- Kích thước then, trị số moment cản uốn, moment cản xoắn ứng với các tiết diện

trục như sau:

Kết quả tính toán hệ sô" an toàn đôi với tiết diện 3 trục cho bởi bảng sau:

=> Ta thấy tiết diện trên 3 trục đều thỏa điều kiện an toàn về mỏi

- Công thức tính tải trọng hướng tâm:

i()X + R 2 ÌOY

Fr[ = Y/R 2 i !X + R 2 i,Y

1 Trên trục 1:

Tổng lực dọc trục: Fat = Fal = 483,5 N-Tải trọng hướng tâm: Fr0 = 6909,6 N

Fr, =9237,2 N

Ta thấy lực dọc trục khá nhỏ so với lực hướng tâm nhưng do tải trọng khá lớn

và yêu cầu nâng cao độ cứng => chọn ổ đũa côn

- Chọn ổ côn: cỡ trung rộng KH 7607 có a = 11,17°, c= 71,6 KN, c0= 61,5 KN

ạ Kiếm nghiêm khả năng tái đỏng của ổ:

- Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra : Fs = 0,83eFr

được tải trọng tác dụng lên các ổ:

Qo = ( XVFrf) + YFa0 )ktkđ = ( 0,56.1.6909,6 + 1,71 2752,9 ) 1,3 = 11150 N

Q, = ( XVFrl + YFal )ktkđ = ( 1.9237,2 ).1,3 = 12008,4 N

-Ta thấy rõ ràng là ổ 1 chịu lực lớn hơn do đó ta sẽ tính ổ theo Qi = 12008,4 N

Tải trọng tương đương tác dụng :

—» Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động

b Kiểm nghiêm theo khá năng tải tĩnh:

Ta thấy lực dọc trục khá nhỏ so với lực hướng tâm nhưng do tải trọng khá lớn

và yêu cầu nâng cao độ cứng => chọn ổ đũa côn

- Chọn ổ côn: cỡ trung với d = 55 mm, ký hiệu 7311 có a = 15,33°, c= 57,9 KN,

Co =46,1 KN

ạ Kiểm nghiêm khả năng tái đỏng của ổ:

- Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra : Fs = 0,83eFr

VF

^ =0,1 =í> X = 0,56 ; Y= 1,45Co

= 0,25 < e => X = 1 ; Y = 0VF,

- Ta tính được tải trọng tác dụng lên các ổ:

Qo = ( XVFr0 + YFa 0 )ktkđ = 13999,1 N

Q, = ( XVFrl + YFal )ktkđ = 12184,4 N

-Ta thây rõ ràng là ổ 0 chịu lực lớn hơn do đó ta sẽ tính ổ theo Qo = 13999,1 N

-Tải trọng tương đương tác dụng :

Đồ ÁN THIẾT KÊ MÁY GVHD:

—» Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động

b Kiểm nghiêm theo khá năng tái tĩnh:

Đồ ÁN THIẾT KÊ MÁY GVHD:

—> Điều kiện tải động của ổ được thỏa

b Kiểm nghiêm theo tái trong tĩnh:

Các hệ sô" tính được : Xo = 0,5 ; Y0 = 0,22cotga = 0,784

ĐẶC TĨNH VÀ PHẠM VI sử DỰNG

H7Dùng cho môi ghép có yêu cầu định tâm chính xác trụcvà các chi

f7tiết được quay và di chuyển dọc trục, làm việc êm

Dùng cho các chi tiết cần di chuyển dọc trục, không quay, mối

h6ghép được cô định khi làm việc nhưng các chi tiết dễ dàng dịch

chuyển với nhau khi điều chỉnh

Dùng cho các môi ghép không yêu cầu tháo lắp thường xuyên,

H7tháo không thuận tiện hoặc có thể gây hư hại cho chi tiết được

k6ghép, khả nang định tâm của mốì ghép cao Các chi tiết cần đề

phòng quay và di trượt

Dùng cho các mối ghép có yêu cầu có độ đồng tâm cao, chịu tải

n6trọng va đập và chấn động, các chi tiết được cố định phụ thêm

ể đề phòng di trựơt

- Vít ghép nắp ổ: d4 = 10 mmVít ghép nắp cửa thăm: d5 = 8 mm

4 Mặt bích chiều dài nắp và thân:

- Chiều dày bích thân hộp: s3= 20 mm

- Đường kính ngoài D3 = 125mmĐường kính tâm lỗ vít D2 = lOOmm+ Trục 2:

- Đường kính ngoài D3 = 170mmĐường kính tâm lỗ vít D2 = 140mm+ Trục 3:

- Nút thông hơi : chọn theo tiêu chuẩn

- Vít thăm dầu : theo tiêu chuẩnNút xả dầu : theo tiêu chuẩn, ký hiệu M20x2

Đồ ÁN THIẾT KÊ MÁY GVHD:

PHẦN I : CHỌN ĐỘNG cơ ĐIỆN VÀ TỈ số TRUYEN

1.2 Phân phôi tỉ sô truyền 2

PHẦN II : TÍNH TOÁN THIET KẾ CHI TIẾT MÁY 2.1 Thiết kế đai 3 2.2 Thiết kế bánh răng 4

2.3 Tính toán trục 13

2.4 Tính toán chọn ổ lăn 21

2.5 Thiết kế vỏ hộp 26

2 6 C á c c TÀI LIỆU THAM KHẢO

1 Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ( Tập ĩ và II), Nhà xuất bản Giáo dục, tái bản năm 2003

2 Nguyễn Hữu lộc và Nhiều tác giả, Cơ sở thiết kế máy ( Tập I và II) ,

ĐÔ ÁN THIẾT KÊ MÁY GVHD:

SVTH: PHẠM THẾ VĨNH