Đồ án Truyền động cơ khí - Nguyễn Minh Trung

LỜI NÓI 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

Đồ án Truyền động cơ khí

MỤC LỤC

Lời nói đầu 2

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn động cơ điện 4

1.2 Phân phối tỷ số truyền 5

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 2.1 Thiết kế bộ truyền Xích 6

2.2 Thiết kế bánh răng 9

2.3 Thiết kế trục 21

2.4 Tính toán chọn ổ 34

2.5 Thiết kế vỏ hộp 40

2.6Các chi tiết phụ 41

2.7 Bảng dung sai lắp ghép 43

Tài liệu tham khảo 45

LỜI NÓI 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 nhằm 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 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 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 AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí

Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Hữu Lộc, cũng như các thầy cô và các bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều 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 hơn

Sinh viên thực hiẹân Nguyễn Minh Trung

 Số liệu thiết kế:

Cơng suất trên trục cơng tác:P=7 (KW)

Sơ vịng quay trên trục cơng tác:n=50 (vg/phút)

Thời gian phục vụ: L = 7 năm tương đương 33600 giờ

Chế độ làm việc: Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ, 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ

3

Chú thích : 1 nố i trục đà n hồ i

2 Hộ p giả m tố c bá nh ră ng trụ 2 cấ p phâ n đô i

3 Bộ truyề n xích ố ng con lă n

T1

T2

Sơ đồ tả i trọng

Sơ đồ động hệ thống truyền động máy sàn

K P

12.)8,0(48.)(.)

Ti

K A

và Hiệu suất chung của bộ truyền:

8406 , 0

.

 X  br  OL  NT



Trong đó:hiệu suất bộtruyền xích X 0,93

hiệu suất bộtruyền bánh răng  br 0,97 hiệu suất bộtruyền ồ lăn  OL 0,99 hiệu suất nối trục đàn hồi  OL 0,99)

(02,8

KW K

3 Với công suất cần thiết của động cơ Pdc = 8,02 KW

4 Tra bảng P1.3 tài liệu tham khảo [1] ta chọn công suất động cơ P =11KW với số vòng quay và phân bố tỷ số truyền chung của hệ thống như bảng sau:

Loại động cơ Số vòng quay động

cơ(vg/phút)

Tỷ số truyền chung

congtac

dongco ch

Từ bảng số liệu trên và để thõa mãn số vòng quay các bộ truyền hợp lý ta chọn loại động cơ 4A160S6Y3

4 Với tỷ số truyền chung uch= 19,4 , tra bảng 3.1 trang 43 tài liệu tham khảo[1] ta chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc và của các cấp bánh răng như sau:

u

u u

5 Với các thông số vừa chọn, ta thiết lập bảng đặc tính kỹ thuật sau:

4 Ta có hệ số điều kiện sử dụng xích:

K = Kr Ka Ko Kdc Kb Klv Với:

Kr =1,2 là hệ số tải trọng động ứng với tải va đập nhẹ

Ka =1 là hệ số ảnh hưởng khoảng cách trục với a =(30 50 ) pc

K0 =1 là hệ số ảnh hưởng bố trí bộ truyền ứng với bộ truyền nằm ngang

Kdc =1 là hệ số ảnh hưởng khả năng điều chỉnh lực căng xích

Kb =1 là hệ số điều kiện bôi trơn

Klv =1,12 hệ số làm việc ứng với làm việc 2 ca

 K = Kr Ka Ko Kdc Kb Klv =1,344

Ta có hệ số vòng quay 1,649

25,121

Và hệ số xét đến dãy xích ứng với xích một dãy: Kx = 1

5 Từ đó ta có công suất tính toán:

378,161

39,7.1.649,1.344,1

K

P K K K P

Theo bảng 5.4 tài liệu [3] ứng với công suất cho phép [P]> Pt và số vòng quay thực nghiệm n01=200 ta có được bứơc xích pc =31,75mm

6 Kiểm tra số vòng quay tới hạn ứng với bước xích pc=31,75mm tra từ bảng 5.2 [3] ta có ntới hạn =630 > nbộ truyền=121,25 (vg/phút) Ta thấy bước xích vừa chọn trên thoã

7 Tiếp tục ta kiểm mghiệm bước xích theo công thức sau :

3 1

1 [ ].

.

600

x c

K Po n Z

K P

p 

Với [Po] =29MPa tra từ bảng 5.3 tài liệu [3]

K Po n Z

K P p

x

].

[

.

600 3

1 1





Bước xích đã chọn thoã mãn điều kiện trên

8 Tính toán các thông số của bộ truyền xích vừa chọn :

p n

2

) 1 2 2

2 1

Z Z Z p

a

Ta chọn X=124 mắt xích + Chiều dài xích: L=X.pc=3937mm

Từ đó ta tính khoảng cách trục chính xác:

mm Z

Z Z

Z X Z

Z X p

2

1282

212

2125

,0

2 2

d d

mm Z

p d

c a

c

885 , 274 7

, 0

66 , 252

1 1

1 1

d d

mm Z

p d

c a

c

72 , 638 7

, 0

49 , 616

2 2

2 2

16 ] [ 63 , 1 124 15

25 , 121 25 15

Với [i] =16 tra bảng 5.6 tài liệu[3]

10 Kiểm tra xích theo hệ số an toàn:

Fo Fv F

Q s

Fo=Kf a qm g = 6 1269,06 3,8 9,81 =283,85 Với Kf=6 hệ số phụ thuộc độ võng của xích khi xích nằm ngang

][06,18

1

s Fo

Fv F

ĐỘ NG CƠ

MÁ Y SÀ N

1 2

3

Chú thích : 1 nố i trục đà n hồ i

2 Hộ p giả m tố c bá nh ră ng trụ 2 cấ p phâ n đô i

3 Bộ truyề n xích ố ng con lă n

T1

T2

Sơ đồ tả i trọng

Chế độ làm việc: Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ, 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ

Chế độ tải:

T 1 = T :T 2 = 0,8T

 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng :

Chọn thép 45 Cr đựơc tơi cải thiện

Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta chọn độ rắn trung bình:

Bánh bị dẫn: HB 2 =230 HB

A TÍNH TỐN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM

Số liệu ban đầu:

Cơng suất P =7,7 KW

Số vòng quay bánh dẫn: n = 315,25 vg/phút

Moment xoắn: T = 233259 Nmm

Tỷ số truyền: u= 2,6

Tuổi thọ L h = 7 năm tương đương 33600 giờ

1 Số chu kỳ làm việc cơ sở

Và: NFO1=NFO2=5.106 chu kỳ

2 Số chu kỳ làm việc tương đương:

7 3

1 57 , 35 10

max

7 3

2 22 , 06 10

max

7 6

1 54 , 17 10

max

7 6

2 20 , 83 10

max



 ba u bd

.)1(50

u

K T u

a

H ba

H w

022,1.233259)

16,2(

2 



Theo tiêu chuẩn chọn: aw = 200mm

9 Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng theo : m= (0,01÷0,02)aw

(Ứng với HB1, HB2 < 350HB)

 m=0,015 200=3 Tổng số răng :

133 3

200 2 2

2

m

a z

6,21

1331

2 1

Chọn z1=37 răng z2= 133-37=96 răng

10 Khi đó tỷ số truyền chính xác của bộ truyền là:

59,2

25,315.111.60000

1 1

s m n

12 Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:

Theo bảng 6.5 [3], ta chọn hệ số tải trọng động :

206,1

107,1





FV

HV K K

MPa MPa

u b

u K T d

Z Z Z

H w

H H

M

)1.(

2

Do đó bánh răng thoã điều kiện Ứng suất tiếp xúc

13 Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn:

o Hệ số dạng răng:

37

2 , 13 47 , 3 2 , 13 47 , 3



53,65]2[

2



F Y



 Ta kiểm nghiệm bánh dẫn có độ bền thấp hơn

o Ứng suất uốn tính toán:

MPa MPa

m b

K K F Y

F n

w

Fv F t F

1 1

1 1

Do đó độ bền uốn được thoã

B TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH

Số liệu ban đầu:

2

02 , 8

x br

ch br

u u

u u

Tuổi thọ L h = 7 năm tương đương 33600 giờ

1 Số chu kỳ làm việc cơ sở

N HO1 30HB32,4 30.2402,4 1,547.107 chu kỳ

N HO2 30HB42,4 30.2302,4 1,397.107 chu kỳ

Và: NFO1=NFO2=5.106 chu kỳ

2 Số chu kỳ làm việc tương đương:

7 3

1 176 , 5 10

max

7 3

2 45 , 84 10

max

7 6

1 166 , 7 10

max

7 6

2 43 , 3 10

max

7 Do hộp gảim tốc được bôi trơn tốt ( bộ truyền kín) Do đó tính toán thiết kế theo





 ba u bd

.)1(43

u

K T u

a

H ba

H w

01,1.39480)

107,3(



Theo tiêu chuẩn chọn: aw = 160mm

9 Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng theo : mn= (0,01÷0,02)aw

(Ứng với HB1, HB2 < 350HB)

 ta chọn mn=3

10 Tính góc nghiêng răng  thoãđiều kiện sau: 30o<<40o

)1.(

40cos 2)

1.(

30cos

1 0

m

a

n w

n w

07,207

,

22  Z1 Vậy ta chọn z1=22 răng

Khi đó số răng bánh răng bị dẫn :z2=z1.u=22 3,07=67,54

Ta chọn z2=68 răng

11 Khi đó tỷ số truyền chính xác của bộ truyền là:

09,3

Z u m

.2

)

1.(

22)

109,3.(

mm Z

m

d n

42 , 78 48 , 32 cos

22 3 cos

.

0 1



mm Z

m

d n

83 , 241 48

, 32 cos

22 3 cos

.

0 1



o Đường kính vòng đỉnh:

24,84

)1(

/(97,360000

1 1

s m v

s m n

o Hệ số trùng khớp ngang:

  1,88 3,2.( 1 1 ) cos

2 1

) cos32,48 1,718

68

122

1.(

2,388,

48,32sin.6,25

u K T d

Z Z Z

w H

w

H M H

)1.(

2

11

523,1)sin(

cos.2





tw H

,132cos

20tanarctancos

Do đó bánh răng thoã điều kiện Ứng suất tiếp xúc

15 Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn:

o Xác định số răng tương đương

65,36)(cos 3

Z Y

Bánh bị dẫn: 3 , 47 13,2 3 , 58

2

v F

Z Y

o Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng:

45,64][



08,66]2[

2



F Y



 Ta kiểm nghiệm bánh dẫn có độ bền thấp hơn

o Ứng suất uốn tính toán:

n w

F t F F

m b

Y Y K F Y

Với: K F K F .K F .K Fv 1,223

83 , 3

1 

F

Y

582 0 718 , 1

1 1

Do đó độ bền uốn được thoã

Bảng thông số bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc:

Bánh

bị dẫn

Bánh dẫn

Bánh

bị dẫn Khoảng cách

Điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc là:

Mức dầu thấp nhất ngập (0,7 ÷2) chiều cao răng (h2=2,25m) của bánh răng

2.3 THIẾT KẾ TRỤC

Vật liệu chế tạo trục là thép 45C tôi cải thiện

Giới hạn bền:  b =750MPa

Trị số của ứng suất uốn cho phép tương ứng với  b =750MPa tra trong bảng 10.5 tài liệu [1]: [  ]=63MPa

Ưùng suâ`t xoắn cho phép: [  ]=20÷25 MPa đối với trục vào, ra

[  ]=10÷15 MPa đối với trục trung gian

Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức sau:

3

] [

2 ,

2 , 0

2 , 0

2 , 0

với lm11=42mm là chiều dài mayơ của nối trục đàn hồi

k3=10mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1]

hn=20mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1] )

l13 =l22 = 48mm

l14 =l24 = 178mm

2 TrụcII:

Ưùng với d1=40 mm ta chọn chiều rộng ổ lăn b0=23mm theo bảng 10.2 tài liệu [1]

Ta có:

l22 = [0,5(lm22 +bo) +k1 +k2 ]=48mm

với lm22=35mm là chiều dài mayơ của 2 cặp bánh răng nghiêng

k1=10mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1])

k2=9mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1] )

với lm31=65mm là chiều dài mayơ của bánh xích

k3=10mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1]

hn=15mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1] )

F t1  t2 1009

N F

F r1  r2 435

N F

F a1  a2 642

Nmm d

F M

M a

25115 2

1 1 2

Nối trục đàn hồi:

Với:Fr3=(0,2÷0,3)Ft  Fr3=0,3.(2T/D)=658N với chiều ngược với chiều của lực vòng trên bánh răng

Trong đó: T= 78960Nmm

D= 72mm là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt tra bảng16.10a tài liệu [2]

Biểu đồ moment:

T

78960 39480

39480 79527

56817

20880

45995

20880 45995

xy

Fr3 Rbx=176N

Ft1 Ft1

yz

B

E D

C A

x

z y

Fr3

Ft2

o Trong mặt phẳng yz, tacó:

N M

M Fr

Fr

226

1 2 48 2 178 1

o Trong mặt phẳng xy, tacó:

N Fr

Ft Ft

Rax 1184

226

60 3 48 2 178 1

2 Tính đường kính tại các đoạn trục:

1 , 0

1 , 0

1 , 0

1 , 0

N F

F t1  t3 965

N F

F r1  r3 418

N F

F a1  a3 614

Nmm d

F M

M a

74242 2

1 1 3

Ft3 Fa3

16656

90898

16656 90898

xy

Rbx=3066,5N Rax=3066,5N

My

Ma3 Ma1

Rby=347N Ray=347N

Fr2 yz

B E

C A

x

z y

Fa1

1 Tính phản lực tại các gối tựa:

o Trong mặt phẳng yz, tacó:

N M

M Fr

Fr Fr

226

1 3 48 3 178 1 113 2

o Trong mặt phẳng xy, tacó:

N Ft

Ft Ft

Rax 3066 , 5

226

48 3 113 2 178 1

1 , 0

1 , 0





Theo tiêu chuẩn chọn dD=40mm

o Tại A và tại B: tachọn dA=dB=30mm

N F

Biểu đồ moment:

A Fr2

582057

Ft1 271200

Ft1 Fr1

D

Mx

T 228373

376158

xy

Rbx=2021N Rax=2021N

My

Rby=2400N Ray=6227N

yz

B C

o Trong mặt phẳng yz, tacó:

N Fr

Fr Rby 2400

226

71 2 113 1







N Rby

Fr Fr

o Trong mặt phẳng xy, tacó:

N

Ft Rax Rbx 2021

1 , 0

1 , 0

1 , 0

B KIỂM NGIỆM TRỤC THEO HỆ SỐ AN TOÀN

o Vật liệu trục :thép C45, tôi cải thiện

 b =750MPa Với:  -1 = 0,436  b =327MPa

 -1 =0,58  b =189,66MPa

o Hệ số xét đến ảnh hưởng tập trung tải trọng:K ,K 

Tra bảng 10.8 tài liệu[3] ta có : K  =2,05

K/=2,28

Bảng kiểm nghiệm hệ số an toàn s :

(trong đó, [s] hệ số an toàn cho phép nằm trong khoảng 1,5÷2,5 ; khi [s] =2,53 ta không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng.)

 ,  là hệ số kích thước tra trong bảng 10.3 tài liệu [3]

a , a là biên độ của ứng suất tính theo:

K s

1

m a

K s

1

o Khi đó hê số an toàn kiểm nghiệm cho trục là :

2 2

s s s





Kết quả kiểm ngiệm hệ số an toàn cho thấy các đoạn trục đều thoã mãn hệ số an toàn kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi Ngoài ra trục còn đảm bảo về độ cứng

C KIỂM NGIỆM THEN

Kiểm ngiệm điều kiện bền dập và bền cắt đối với then bằng:

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

về độ bền dập và độ bền că’t theo:

][).(

.2

1

d t

d

t h l d

.2

c t

c

b l d

Và [d ]=4060MPa là ứng suất cắt cho phép

Bảng kiểm nghiệm then:

2.4 TÍNH TOÁN CHỌN Ổ

A TRỤC CẤP NHANH ĐẦU VÀO:

Đường kính ngõng trục: d=25mm ta tiến hành chọn ổ bi đỡ một dãy

Số vòng quay n=970 vg/phút

1 Tính toán và kiểm nghiệm ổ :

2 Vì trên đầu vào của trục có lắp nối trục đàn hồi nên cần chọn chiều của lực trên nối trục Fr3 ngược với chiều đã chọn khi tính trục Khi đó phản lực trong ổ sẽ là:

Fr3 Rbx

Ft1 Ft1

Rax

B

E D

C A

Ta có:M / B 0  Rax Ft Ft Fr 834 , 3N

226

60 3 48 2 178 1

Fr Ft Ft

Khi đó tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

N Ray

Rax

Khi đó tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

N Rby

Rbx

3 Vì FRB> FRA nên ta tính toán chọn ổ theo ổ B là ổ chịu lực lớn hơn

Ta có:

Tải trọng quy ước: Q= V FRB Kt K

Với: V=1 ứng với vòng trong quay

Kt =1 hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ

K=1,3 hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ

60n L h

6 Khả năng tải động tính toán:

kN L

Q

C tt  3 16,93Theo tài liệu [1] ta tiến hành chọn ổ lăn theo Ctt< C với C là giá trị tải trọng động của ổ tra trong phụ lục P2.7 [1] Ưùng với Ctt =16,93KN ta chọn được ổ

305 với các thông số sau:

Kí hiệu

Đưởng kính bi,

60

10 6

9 Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

Chọn một trong hai giá trị lớn nhất

10 Xác định số vòng quay tới hạn của ổ:

Ta có: [Dpw ngh].10-5 =4,5 (tra trong bảng 11.7 tài liệu [3] khi bôi trơn bằng mỡ)

Với Dpw =(D+d)/2=43,5mm là đường kính tâm con lăn

1 Tính toán và kiểm nghiệm ổ :

2 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A và B:

N Ray

Rax F

Kt =1 hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ

K=1,3 hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ

 Q= V FRB Kt K =4011,8N

4 Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:

544,63510

33600.25,315.6010

60

Q

C tt  10 / 3 27,815Theo tài liệu [1] ta tiến hành chọn ổ lăn theo Ctt< C với C là giá trị tải trọng động của ổ tra trong phụ lục P2.8 [1] Ưùng với Ctt =27,815KN ta chọn được ổ

102306 với các thông số sau:

Kí hiệu

Con lăn

C,KN C0, KN Đường

kính

Chiều dài

6 Khi đó tuổi thọ chính xác của ổ là:

04,8368

,4011

30200 10/3

3 / 10

60

10 6

8 Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

Do ổ đũa trụ ngắn không có lực dọc trục nên:

Q0=FRB=3086N

Ta thấy Q0=3086 <C=20600N, do đó ổ được chọn thoả mãn điều kiện bền tĩnh

9 Xác định số vòng quay tới hạn của ổ:

Ta có: [Dpw ngh].10-5 =3,5 (tra trong bảng 11.7 tài liệu [3] khi bôi trơn bằng mỡ)

Với Dpw =(D+d)/2=51mm là đường kính tâm con lăn

Rax

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

N Rby

Rbx

2 Vì FRA> FRB nên ta tính toán chọn ổ theo ổ A là ổ chịu lực lớn hơn

Ta có:

Tải trọng quy ước: Q= V FRA Kt K

Với: V=1 ứng với vòng trong quay

Kt =1 hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ

K=1,3 hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ

2

33600.25,121.6010

2 60

6



h L n

5 Khả năng tải động tính toán:

kN L

Q

C tt  3 42,237