Đồ án Chi tiết máy - Truyền động cơ khí

Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Chi tiết máy, Truyền động cơ khí, Vẽ kỹ thuật cơ khí và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quát về Thiết kế cơ khí. Công việc thiết kế Hộp giảm tốc giúp ta nhìn rõ hơn cấu tạo, chức năng của chi tiết cơ bản như ổ lăn, bánh răng. Qua đồ án, sinh viên dần hoàn thiện kỹ năng Autocad, kỹ năng cần thiết cho một kỹ sư cơ khí.

LỜI NĨI ĐẦU

Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở

khắp nơi và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như

trong sản xuất Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói

hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến

thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ

khí,… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Công

việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể

hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết cơ bản như bánh răng ,ổ

lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và

hoàn thiện kỹ năng vẽ hình chiếu với công cụ AutoCad, điều rất cần thiết với

một kỹ sư cơ khí

Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Văn Yến và các bạn trong

khoa đã giúp đỡ em trong quá trình thực hiện đồ án

Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu xót là điều không thể tránh

khỏi, em mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được

hoàn thiện

Sinh viên thực hiện

Phạm Thanh Hiệp – 08C4B

PHẦN I :CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN & PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I.CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

1.1.Xác định công suất động cơ

Công suất của động cơ được xác định tùy thuộc vào chế độ làm việc của động cơ và tính chất tải

Trong đó : Pđc: Công suất thiết kế trên động cơ

Plv : Công suất làm việc của động cơ , Plv = 7.0 kW

 : hiệu suất truyền động

ηổ:Hiệu suất 1 cặp ổ lăn , ηổ =0.99

Br:Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ , Br=0.96

Kn:Hiệu suất khớp nối , Kn =1

Các giá trị hiệu suất:Br,ηổ,Kn được lấy từ bảng 2-1 sách thiết kế chi tiết máy của

Nguyễn Trọng Hiệp-Nguyễn Văn Lẫm

0 7

= 7.86 kW

2.1 Chọn động cơ

Cần phải chọn động cơ điện có công suất lớn hơn Pđc Trong tiêu chuẩn động cơ điện có

nhiều loại thỏa mãn điều kiện này

Ta chọn động cơ điện ký hiệu A02-52-4 (Động cơ che kín có quạt gió loại A02(AOJI2)),công

suất động cơ Pđc= 10,0kW, số vòng quay của động cơ nđc= 1460 vg/ph.Số vòng quay đồng bộ là

1500 vg/ph Loai động cơ này có tỷ số truyền có thể phân phối hợp lý cho các bộ truyền trong hệ

thống dẫn động.( Tra bảng 2P , Thiết kế chi tiết máy –Nguyễn Trọng Hiệp –Nguyễn Văn Lẫm –

II.PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

2.1.Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung của hệ thống dẫn động:

n

= 100

1450 =14.5

PI : công suất trên trục I

PII :công suất trên trục II

PIII :công suất trên trục III

= 7.07 (kW)

= 7.83 (KW)

2.2.3Mô men xoắn trên trục

TI :mô men xoắn trên trục I

TII :mô men xoắn trên trục II

T III :mô men xoắn trên trục III

51570(Nmm)

TII =9.55 *106

*  

II n

p

9.55*106

8 380

44 7

p

9.55*106* 

100

07 7

PHẦN II:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN

2.1.Thiết kế bộ truyền cấp chậm

2.1.1.Chọn vật liệu & cách nhiệt luyện

Vì bộ truyền này chịu tải trọng nhỏ & trung bình nên ta có thể dùng thép tôi cải thiện ( tôi rồi

ram ở nhiệt độ cao ),thép thường hóa hoặc thép đúc để chế tạo bánh răng.Độ rắng bề mặt răng

HB350.Để có thể chạy mòn tốt,nên lấy độ rắn của bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng

lớn khoảng 25-50HB

a)Bánh nhỏ:thép 45 thường hóa , tra bảng 3-8 TK (NTH-NVL) P40

cơ tính:бb =580 (N/mm2) :giới hạn bền kéo

бch = 290 (N/mm2) :giới hạn chảy

HB = 200 :độ cứng

Giả thiết đường kính phôi:100 – 300 mm

b)Bánh lớn:thép 35 thường hóa tra bảng 3-8 CTM (NTH-NVL) P40

Số chu kỳ làm việc của bánh răng : N=số năm*số ngày*số giờ*60*số vòng

Số chu kỳ làm việc của bánh lớn :

N 4 =tb* 60*n= 5*270*8*60*100=67.2*106

Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ:

N3 = tb* 60*n= 5*270*8*60*380.8 = 246758400

Vì N3,N4 đều lớn hơn số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn nên

đối với bánh nhỏ và bánh lớn đều lấy K’N=K”N=1

a)Ứng suất tiếp xúc cho phép

[б]tx = [б]Notx*KN' (3)

với : [б]Notx :Ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm2

) khi bánh răng làm việc lâu dài phụ thuộc vào HB

KN' :hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc

Do N3,N4 No  KN' =1

Tra bảng 3-9 TKCTM (NTH-NVL) P43 thay vào phương trình (3) ta được:

[б]tx3 = 2.6*HB = 2.6*200 = 520 (N/mm2) :ứng suất tiếp xúc cho phép bánh nhỏ

[б]tx4 = 2.6*HB =2.6*160 =416 (N/mm2) :ứng suất tiếp xúc cho phép bánh lớn

b) ứng suất uốn cho phép

Do bánh răng làm việc 1 chiều nên [бu] =





K n

K n

*

*

* ) 6 1 4 1 (  1 ''

(4)

Do thép nên б-1 = (0.4 0 45 )* бbk ta chọn 0.42 :giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đói xứng

бbk :giớ hạn bền kéo

n:hệ số an toàn ,vì do thép rèn ,thường hóa nên n = 1.5

K б :hệ số tạp trung ứng suát ở chân răng ,do thép thường hóa cho nên :chọn K б = 1.8

Kn ': hệ số chu kỳ ứng suất uốn :

Do N1,N2 No nên Kn'' = 1

Vậy :thép 45 ta có : б-1 = 0.42* бbk3 =0.42*580=243.6(N/mm2

) Thép 35 : : б-1 = 0.42* бbk4 =0.42*480=201.6(N/mm2

) Thay tất cả vào phương trình (4) ta được :

8 1

Vì bộ truyền chế tạo bằng kim loại có khả năng chạy mòn,các ổ được bố trí đối xứng so với bánh

răng nên :K=1.3 (chọn sơ bộ)

2.1.4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:

Do bộ truyền là bánh răng trụ chịu tải trung bình A=(0.3-0.45) nên chọn:  A =0.35

2.1.5Tính khoảng cách trục A ,tính theo sức bền tiếp xúc :

Bộ truyền bánh răng trụ bánh răng nghiêng nên áp dụng công thức:

A(uch 1)*3  

' 2

*

10

*05.1(



n

P K

 - Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng(hoặc

răng cong) so với bánh răng thẳng,'=(1.15-1.35) ,ta chọn '=1.3

100

*3.1

*35.0

*)808.3

*416(

44.7

*3.1

*)10

*05.1(

=218,14(mm) Lấy A = 218 (mm)

2.1.6 Tính vận tốc vòng & chọn cấp chế tạo bánh răng :

* ) 1 808 3 (

8 380

*

* 2

* 218

1.81(m/s)

Với vận tốc này ta tra bảng 3-14 TKCTM (NTH-NVL) P48 ta có cấp chế tạo của bánh răng cấp

9

2.1.7 Định chính xác hệ số tải trọng K& khoảng cách trục A

Hệ số tải trọng K được tính theo công thức:

2.1.8 Xác định mô đun , số răng & chiều rộng bánh răng

Do bánh răng nghiêng cho nên môđun pháp :mn=(0.01  0.02)*218 = (2.18 4.36)

Do mn lấy theo tiêu chuẩn nên tra bảng 3-1 TKCTM(NTH-NVL) P34 ta được mn=3

Vì đây là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng cần chọn sơ bộ góc nghiêng  trong khoảng (8-200

) rồi tính số răng,ta chọn  =100

Số răng của bánh răng nhỏ: z3 = 

 1 ) (

cos

*

* 2

u m

A

n

1)808.3(

*3

10cos

*218

*2

*)( 3 4

=

218

* 2

3

* ) 114 30 ( 

=0.9908 Suy ra : =70

46'Chiều rộng bánh răng : b3 =  A *A = 0.35*218 =76.3 mm

2 m n

46 7 sin

3

* 5 2

y

P K

 :hệ số phản ánh khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng,có thể lấy

''

 =(1.4-1.6),ta chọn  ''=1.5

Tính số răng tương đương (công thức 3-37)

Ztđ= Z

Bánh nhỏ : Ztđ3=

3 3cos

Z

) 9908 0 (

30

=30.84

Bánh lớn : Ztđ4=

3 4cos

Z

) 9908 0 (

Thay tất cả vào (6) ta được:

Ứng suất uốn tại chân răng của bánh răng nhỏ:

3

5 1

* 76

* 8 380

* 30

* 3

* 3 1 10

* 1 19

451 0

30.49 (N/mm2

) <   4 = 112 (N/mm2

)  bền Vậy cả hai đều thỏa mãn độ bền uốn

2.1.10 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải trong thời gian ngắn

Ứng suất tiếp xúc cho phép ( công thức 3-43 )

Bánh nhỏ :

[]txqt3=2.5*520=1300 (N/mm2

) Bánh lớn :

[]txqt4=2.5*416=1040(N/mm2

) Ứng suất uốn cho phép ( công thức 3-46)

Bánh lớn :

[]uqt4=0.8*290=232(N/mm2) Bánh nhỏ :

P K u

u

*

* ) 1 (

*

*

10

* 05

.

1

'

3 6





=

8 380

* 76

* 5 1

44 7

* 8 1 ) 1 808 3 (

* 808 3

* 218

10

* 05

=234.21(N/mm2

)

Đường kính trên vòng chia: dc3 =

30

* 3 '

114

* 3

* 84 90

218.005(mm) Chiều rộng của bánh răng : b3 = 76(mm)

Đường kính vòng đỉnh răng : De3= dc3+2*mn=90.84+2*3=96.84(mm)

Lực vòng : Ft3 = 

3

*2

d

T II



84 90

13 186586

* 2

4108.02 (N) Ft3 : phương chiều như hình vẽ

Ft4 = Ft3 = 4108.02 (N)

Lực hướng tâm :

Fr3 = Ft3 * tg n= 4108.02* tg 200

= 1495.19(N) Fr4 = Fr3 = 1495.19(N)

=1509.07(N) Fa4=Fa3=1509.07(N)

Chúng có phương chiều như hình vẽ

2.2 Bộ truyền cấp nhanh

2.2.1 Chọn vật liệu & cách nhiệt luyện

a) bánh 1 (bánh nhỏ): thép 45 thường hóa :tra bảng 3-8 TK (NTH-NVL) P40

cơ tính: бb = 600 (N/mm2

) бch =300 (N/mm2

)

HB = 190

Giả thiết đường kính phôi dưới 100 mm

b) bánh 2(bánh lớn) :thép 35 thường hóa, tra bảng 3-8 TK (NTH-NVL) P40

cơ tính: бb = 480 (N/mm2

) бch =240 (N/mm2

)

HB = 160

Giả thiết đừong kính phôi là 300 – 500 mm

2.2.2 Định ứng suất mỏi tiếp xúc & mỏi uốn cho phép

Số chu kỳ làm việc của bánh lớn :

N2 = tb* 60*n = 5*270*8*60*380.8 = 246758400

Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ:

N1 = = tb* 60*n= 5*270*8*60*1450 = 939.6*106

Vì N1,N2 đều lớn hơn số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn nên

đối với bánh nhỏ và bánh lớn đều lấy K’N=K”N=1

a) Ứng suất tiếp xúc cho phép

K n

*

*

* ) 6 1 4 1 (  1 ''

) Thay tất cả vào phương trình (4) ta được :

Với bánh nhỏ :  u 1 = 

8 1

* 5 1

252

* 5 1

140 (N/mm2)

Với bánh lớn :  u 2 = 

8 1

* 5 1

6 201

* 5 1

Vì bộ truyền chế tạo bằng kim loại có khả năng chạy mòn,các ổ được bố trí đối xứng so với bánh

răng nên :K=1.3 (chọn sơ bộ)

2.2.5 Tính khoảng cách trục A

Bộ truyền bánh răng trụ bánh răng nghiêng nên áp dụng công thức:

A(uch 1)*3  

' 2

*

10

*05.1(

II A

II

P K

Do bộ truyền ăn khớp ngoài cho nên lấy dấu +

 - Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng(hoặc

răng cong) so với bánh răng thẳng,'=(1.15-1.35) ,ta chọn '=1.3

8.380

*3.135.0

*)808.3

*416(

44.7

*3.1

*)10

*05.1(

=139.69(mm) Lấy A = 140 (mm)

2.2.6Tính vận tốc vòng & chọn cấp chế tạo bánh răng :

* ) 1 (

*

*

* 2

* ) 1 808 3 (

1450

*

* 218

* 2

6.88 (m/s) Tra bảng 3-11 TKCTM (NVL-NTH)  cấp chế tạo bánh răng là cấp chính xác 8

2.2.7Định chính xác hệ số tải trọng:

K = Ktt*Kd

Ktt : Hệ số tập trung tải trọng, vì đây là bộ truyền có khả năng chạy mòn tốt,và v = 6.88 (m/s)

<15(m/s),lại có tải trọng biến thiên rất ít cho nên:lấy Ktt = 1

2 m n

chọn theo cấp chính xác 8,vận tốc vòng V=(3-8) m/s,độ rắn của các bánh răng HB350,tra bảng 3-14 CTM (NVL-NTH) P-48 ta được: Kd = 1.3

Vì đây là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng cần chọn sơ bộ góc nghiêng  trong khoảng (8-200

) rồi tính số răng,ta chọn  =100

Số răng của bánh răng nhỏ :

z1 = 

 1 ) (

cos

*

* 2

u m

A

n

1)808.3(

*3

10cos

*218

*2

*)( 1 2

=

218

* 2

3

* ) 114 30 ( 

=0.9908 Suy ra : =70

46'Chiều rộng bánh răng : b1 =  A *A = 0.35*218 =76.3 mm

2 m n

46 7 sin

3

* 5 2

y

P K

 :hệ số phản ánh khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng,có thể lấy

''

 =(1.4-1.6),ta chọn  ''=1.5

Tính số răng tương đương (công thức 3-37)

Ztđ=



3 cos

Z

Bánh nhỏ : Ztđ3=

3 1cos

Z

) 9908 0 (

30

=30.84

Bánh lớn : Ztđ4=

3 2cos

Z

) 9908 0 (

Thay tất cả vào (9) ta được:

Ứng suất uốn tại chân răng của bánh răng nhỏ:

1

5 1

* 76

* 1450

* 30

* 3

* 3 1 10

* 1 19

451 0

8.43 (N/mm2

) <   2 = 112 (N/mm2

)  bền Vậy cả hai đều thỏa mãn độ bền uốn

2.2.10 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải trong thời gian ngắn

Ứng suất tiếp xúc cho phép ( công thức 3-43 )

Bánh nhỏ :

[]txqt1=2.5*494=1235 (N/mm2

) Bánh lớn :

[]txqt2=2.5*416=1040(N/mm2

) Ứng suất uốn cho phép ( công thức 3-46)

Bánh lớn :

[]uqt2=0.8*300=240(N/mm2

) Bánh nhỏ :

[]uqt1=0.8*240=192(N/mm2

)

Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc[ công thức (3-14) và (3-41)]

I

I

n b

P K u

u

*

* ) 1 (

*

*

10

* 05

.

1

'

3 6





=

8 380

* 76

* 5 1

83 7

* 8 1

* ) 1 808 3 (

* 808 3

* 218

10

* 05

2.2.11 Các thông số chủ yếu của bộ truyền bánh răng cấp nhanh:

Các thông số hình học của bộ truyền tra bảng 3-2 CTM (NVL-NTH) p36 ta được:

30

* 3 '

114

* 3

* 84 90

218.005(mm) Chiều rộng của bánh răng : b3 = 76(mm)

Đường kính vòng đỉnh răng : De1=dc1+2*mn=90.84+2*3=96.84(mm)

De2=dc2+2*mn=345.17+2*3=351.17(mm

Đường kính vòng chân răng :Di1=dc1- 2*mn – 2*c=90.84 – 2*3 – 2*0.75=83.34(mm)

Di2= dc2- 2*mn – 2*c=345.17 – 2*3 – 2*0.75=337.67(mm)

2.2.12 Tính lực tác dụng lên trục : dùng công thức 3-50 CTM (NVL-NTH) p54 ta được

N1

N2

banh 1(chu dong)

banh2

Lực vòng : Ft1= 

1

*2

d

T II



84 90

13 186586

* 2

4108.02 (N) Ft1: phương chiều như hình vẽ

Ft2= Ft1= 4108.02 (N)

Lực hướng tâm :

Fr1 = Ft1 * tg n= 4108.02* tg 200

= 1495.19(N) Fr2 = Fr1 = 1495.19(N)

=1509.07(N) Fa2=Fa1=1509.07(N)

Chúng có phương chiều như hình vẽ

PHẦN III: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

C: Đối với trục vào của hộp giảm tốc C = 120

Thay vào công thức (8) ta được : d I  120*3 

1460

12.6

19.34 (mm)

Chọn theo tiêu chuẩn TKCTM (NVL- NTH) P 133 ta được d I = 20 (mm)

Trục II : PII = 6.06(Kw)

n= 468 (vòng/phút)

C: Đối với trục truyền chung ta chọn C = 160

Thay vào công thức (8) ta được : d II  160*3 

468

06.6

Chọn theo tiêu chuẩn TKCTM (NVL- NTH) P 133 ta được d III = 42(mm)

Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng: Ta chọn d I = 20 (mm) để chọn loại ổ bi

Vì trục vừa chịu cả mô men xoắn ,lẫn mô men uốn do trọng lượng của bánh răng, nên cần xét cả

đồng thời mô men xoắn & mô men uốn đến sức bền của trục.Mô men xoắn ta đã biết chỉ còn mô

men uốn ta phải tìm

Để tính kích thước chiều dài trục thì ta chọn những kích thước sau:vẽ sơ đồ hộp sơ bộ vào

Tra bảng 10-3 _Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí _Tập 1 _ Trịnh Chất – Lê Văn Uyển ta

có:

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp : k1= 10 (mm)

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

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3= 15(mm)

Chiều cao của nắp và đầu bulông: hn = 18(mm)

Chiều dài mayơ nửa khớp nối : lm = (1.42.5)d (mm)

Chiều rộng ổ :B= 15(mm)

Sở dĩ lấy tương đối lớn như vậy vì cần phải làm bạc chắn mở để bảo vệ mở trong bộ phận ổ Ở

đây không thể dung dầu bắn tung tóe để bôi trơn bộ phận ổ vì vận tốc bộ truyền thấp hơn 3(m/s)

+ k3 + hn +

2

o b

= 2

= 2

20

* 2 + 15 +18 +

2

15 = 60.5 (mm)

*2

= 363.92 (N) Tính phản lực ở gối trục :Từ hình vẽ ta có

m Ay= - FKN*l1 - Fr1 * l2 + RBy* l11 =0

11

1 2

l

l F l

* 92 363 5 46

* 55 303

388.52 (N)

Y = -RAy + RBy- Fr1+ FKN = 0

 RAy = FKN - Fr1 + RBy = 363.92 – 303.55 + 388.52= 448.89 (N)

m Ax = - Ft1 * l2 + RBx* l11 = 0

* 834

= 417 (N)

X = RAx+ RBx - Fr1 = 0

 RAx = Ft1 - RBx = 834 – 417= 417 (N) Tính mô men uốn ở những tiết diện nguy hiểm:

uxm M

5 19390 18

.

18066 26502.42(Nmm) Tính đường kính trục ở tiết diện n-n:

Mô men tương đương là:

Mtdnn = 2 2

*75

*75.016

*

*1

td M

Thay tấc cả vào phương trình (9) ta được:

dIn-n  3 

63

*1.0

8.41068

18.68(mm)

Lấy theo tiêu chuẩn dI = 20 (mm) (ngõng trục lắp ổ)

Tính đường kính trục ở tiết diện m-m:

Mtdmm = 2 2

*75

*75.042

Áp dụng công thức (9) : dIn-n 

 

3

4)1(

*

*

td M

 dIn-n  3

63

*1.0

94.43637

= 19.06 (mm) Lấy theo tiêu chuẩn dIn-n = 20(mm) nhưng do trục có lắp then vì vậy nên ta chọn dIn-n = 22 (mm)

9.174

*01.25721

.54

*834

*

*21

23 3 3

l

l Ft l Ft



X R Dx Ft2Ft3R Ex 0

) ( 7 1270 31

2135 01

2572 834

.2135

*9.56

*

).(87.687447

.1270

*1.54

*5

3

mm N R

l M

mm N R

l M

Ex p

uxp

Dx o

uxo

m Dy Fr2*l3Fr3*l23R Ey*l21 0