Đồ án nguyên lý máy

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóngmột vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất.Đối với các hệ thống truyềnđộng thường gặp t

MỤC LỤC

Mục lục .1

Lời nói đầu 2

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 3

PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH 6

I.2 Phân phối tỷ số truyền 6

II.1 Chọn loại xích 6

II.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền 7

II.3 Kiểm nghiệm xích về độ bền 7

II.4 Xác định đường kính đĩa xích và các lực tác dụng lên trục 8

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 11

III.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép 11

III.2 Tính toán bộ truyền cấp nhanh 13

III.3 Tính toán bộ truyền cấp chậm 18

PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC 32

IV.1 Chọn vật liệu 22

IV.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục 23

IV.3 Tính toán thiết kế trục 25

PHẦN V: CHỌN THEN 48

PHẦN VI: THIẾT KẾ Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI 39

PHẦN VII:THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ 45

PHẦN VIII: CHỌN KIỂU LẮP GHÉP 48

Tài liệu tham khảo 49

LỜI NÓI ĐẦU:

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí Mặtkhác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại Vì vậy, việcthiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộchiện đại hoá đất nước Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệthống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóngmột vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất.Đối với các hệ thống truyềnđộng thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc,qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên lý- Chitiết máy, và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Hộp giảm tốc làmột trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với cácchi tiết cơ bản như bánh răng, ,…

Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mongnhận được ý kiến từ thầy Em chân thành cảm ơn thầy!

PHẦN I: TÍNH TOÁN CHON ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐI TỈ SỐ TRUYỀN.

1 Tính toán chọn động cơ:

a. Số liệu ban đầu:

Hệ thống băng tải làm việc có các thông số sau :

• Lực vòng trên băng tải (F): 6000(N)

• Vận tốc tang tải (v) : 1,3(m/s)

• Đường kính tang tải (D) : 380(mm)

• Số năm làm việc (y) : 5 (năm)

Hệ thống làm việc tải trọng va đập nhẹ , quay một chiều, mỗi năm làm việc 300 ngày(mỗingày làm việc 2 ca, 1 ca 8 giờ)

b. Công suất cần thiết trên trục động cơ:

• Công suất làm việc trên trục công tác

• Theo (2.12) và (2.13) công suất tương đương:

Với ; = 0,8; t1 = 0,7tck ; t2 = 0,3tck⇒

Thay số vào ta được: (kW)

• Hiệu suất truyền động: tra bảng (2.3)

với: ɳnt= 0,99 - hiệu suất nối trục đàn hồi.

ɳ br = 0,96 - hiệu suất 1 cặp bánh răng trụ

ɳx = 0,93 - hiệu suất bộ truyền xích để hở.

ɳ ôl = 0,99 - hiệu suất 1 cặp ổ lăn

⇒ɳ = 0,99.0,962 0,93.0,99 4 = 0,815

• Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Gọi : P là công suất trên tang tải

ɳ là hiệu suất chung của hệ thống dẫn động

Ptlà công suất tinh toán trên trục máy công tác

Ta có : (kW)

c. Chọn động cơ:

Số vòng quay trên trục công tác là: (2.16);

Trong đó: v là vận tốc băng tải, v=1,3 m/s; D đường kính tang tải, D = 380 mm.(v/ph)

Số vòng quay sơ bộ của động cơ : = Theo (2.18)

Theo bảng (2.4)

• Truyền động bánh răng trụ ( hộp giảm tốc 2 cấp): ubr = 8

• Truyền động xích: ux = 2.5

⇒ Tỉ số truyền toàn bộ: ut = ubr u x = 8.2.5=20

Do đó: nsb = 65,3720 = 1307,4 (v/ph) Nên chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là: n đb =

1500 (v/ph) Theo (bảng p1.2) với: Pct = 9,04 (kW) và nđb = 1500 (v/ph)

Ta chọn động cơ: DK 62-4 có P đm = 10(kW) và n đc = 1460 (v/ph).

2 Phân phối tỉ số truyền:

a. Tỉ số truyền chung: Theo (3.23)

Tỉ số truyền chung là: utt = un.uc.ux =3,41 2,62 2,5 = 22,34

⇒ (Với sai lệch cho phép: 0,00 ÷ 0,09)

3 Xác định số vòng quay trên các trục,công suất và momem:

a Số vòng quay của các trục truyền động:

(v/ph); (v/ph)

(v/ph); (v/ph)

b. Công suất của các trục truyền động:

Công suất cần thiết trên trục là: (kW)

(kW)

(kW)

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

• Với Theo bảng (5.4) ta chọn số răng đĩa xích nhỏ là z1 = 25

• Từ số răng đĩa xích nhỏ z1tính ra số răng đĩa xích lớn z2:

z2 = ux.z1 ≤ zmax = 120 Thay z1 vào: z2 = 2,5z2 = 63 zmax

b. Xác định bước xích P.

Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng :

Trong đó: Pt – công suất tính toán kW;

P – công suất cần truyền, P=PIII = 7,44 kW;

[P] – công suất cho phép kW;

• kz = hệ số răng;Tra bảng (5.5) ta chọn n01 = 200 (v/ph)

• kn = hệ số vòng quay;

• Hệ số k được xác định theo công thức (5.4): k = k0kakđckbtkđkc

- k0 hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, k0 = 1,25 (đường nối tâm hai đĩa xích so vớiđường nằm ngang lớn hơn 600);

- ka hệ số kể đến hai trục và chiều dài xích, ka = 1 (chọn a = 40p);

- kđc hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích, kđc =1,1;

- kbt hệ số kể đến ảnh hưởn8u8uu88uuug của bôi trơn, kbt = 1,3 (môi trường làmviệc có bụi,chất lượng bôi trơn bình thường);

Theo bảng (5.5) với n0 = 200 (v/ph) và điều kiện Pt ≤ [P] chọn bộ truyền xích 3 dãy có bướcxích p = 25,4 (mm) thỏa điều kiện bền mòn: Pd = 9,73 kW [P] = 11 kW Đồng thời theobảng (5.8), p pmax

c. Khoảng cách trục và số mắt xích.

•Khoảng cách trục a = 40p = 40.25,4 = 1016 (mm) ;

•Theo công thức (5.12) xác định số mắt xích:x

Thay số vào ta được: x

Lấy số mắc xích chẵn x = 124, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5,13):

a* =

Thay số vào ta được:

a* =

= 1004,24 = 1004 (mm)

Để xích không chịu lực căng quá lớn cần giảm khoảng cách trục a một lượng là:a=(0,002

÷0,004)a; Chọn a = 0,004a* 4 mm; ⇒a = a* a = 10044 = 1000 mm

• Số lần va đập i của bản lề xích trong một giây:

Trong đó: số lần va đập cho phép, 1/s, trị số trong bảng (5.4)

- lực căn do lực li tâm sinh ra khi làm việc, ;

khối lượng 1m xích, kg, tra bảng (5.2);

⇒

- lực căng do lực bánh xích bọ động sinh ra, ;

hệ số phụ thuộc vào độ võng của xích ở vị trí bộ truyền

- ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa, tra bảng (5.11)

- lực va đập trên m dãy xích, (chọn m =1) xác định theo (5.19)

+ Do đó độ bền tiếp xúc của đĩa xích 1 là: MPa

Vậy có kết quả dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 210 sẽ đạt được ứng suấtcho phép MPa đảm bảo độ bền cho răng đĩa 1

+ Độ bền rắn tiếp xúc của đĩa xích 2:

Trong thực tế tính toán có thể bỏ qua lực căn do trọng lượng nhánh xích bị động xinh ra

F0 và lực căn do lực li tâm sinh ra Fv nên: Vì vậy lục tác dụng lên trục được tác dụng lêncông thức:

Trong đó: hệ số kể đến trọng lượng xích, (bộ truyền xích nghiên một góc trên 400 sovới phương ngang); lực vòng đĩa chủ động, ;

⇒

Bảng 2.2 Các thông số bộ truyền xích

Đường kính vòng chia đĩa xích d1 = 203 mm d2 = 510mm

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích da1 = 214 mm da2 = 522 mm

Đường kính vòng chân đĩa xích df1 = 188mm df2 = 495 mm

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

1. Tính chọn chung về vật liệu cho hai cấp nhanh và chậm.

a. Chọn vật liệu:

Nguyên tắc chọn vật liệu để thiết kế các bộ truyền bánh răng cho hộp giảm tốc là: chọnvật liệu đảm bảo cho răng không bị gẫy do quá tải đột ngột dưới tác dụng của tải trọng vađập, răng không bị tróc và mỏi do ứng suất tiếp xúc thay đổi gây ra Dựa vào sơ đồ tải trọng

và điều kiện làm việc của bộ truyền ta thấy rằng bộ truyền không phải làm dưới tải trọng lớncũng không có điều kiện gì đặc biệt Ta tiến hành chọn vật liệu theo các hàm mục tiêu sau:

• Bền đều

• Kích thước nhỏ nhất

• Giá thành rẻ nhất

• Thuận lợi nhất cho quá trình gia công cơ khí

Do đó chọn vật liệu theo bảng (6.1) ta có vật liệu bánh răng như sau:

Bảng 3.1 Các đặc trưng của vật liệu

cứng, S

b. Xác định ứng suất cho phép của ứng với số chu kì cơ sở:

Theo bảng (6.2)- tập 1 ta có: thép C45 tôi cải thiện có HB = 180… 350;

Với là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

Chọn độ rắn bánh nhỏ là HB1 = 245; độ rắn bánh lớn là HB2 = 230 khi đó:

+ Ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở:

+ Ứng suất uốn cho phép với chu kì cơ sở:

bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn, do HBbr 350 nên: ;

số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;

số chu kì thay đổi về ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc theo CT (6.5);

số lần chu kì thay đổi ứng suất tương đương, theo CT (6.7), (6.8);

Trong đó: c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay, c = 1;

n- Số vòng quay bánh răng 1, số vòng quay bánh răng 2;

nbr1 = nI = 1460 (v/ph); nbr2 = nII = 428,15 (v/ph) t(i) - Tổng số giờ làm việc của chế độ i; t1

Trong đó:

, lần lược là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép với chu kì cơ sở,trị số tra bảng (6.2);

, hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn tra bảng (6.2);

hệ số ảnh hưởng của đặt tải, (đặt tải một phía);

hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộtruyền được xác định theo công thức (6.3), (6.4);

; nên thay:

nên thay:

nên thay:

nên thay:

Do đó:

• Với bánh răng trụ răng nghiên theo công thức (6.12) ứng suất tiếp xúc cho phép là:

• Ứng suất tiếp xúc cho phép quá tải và ứng suất uốn cho phép quá tải theo công thức (6.13),(6.14);

(MPa)

(MPa)

(MPa)

2. Tính toán bộ truyền cấp nhanh.

2.1 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền.

a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Thông số khoảng cách trục được xác định theo công thức (6.15a);

Trong đó :

- hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, , tra bảng (6.5);

- momem xoắn trên trục bánh chủ động,N.mm;

- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc trabảng (6.7) và hệ số tính theo (6.16); là các hệ số, trong đó chiều rộng vành răng tra bảng(6.5); Chọn tr.b (6.6) ⇒Dựa vào và độ cứng HB theo (6.7)⇒(sơ đồ 3);⇒ (mm)

Lấy mm;⇒ Để đơn giản

b. Xác định đường kính vòng lăn của bánh nhỏ:

Xác định đường kính còng lăn bánh răng nhỏ theo công thức (6,15b)

• Số răng bánh nhỏ: 26,79, Lấy z1 = 26 răng

• Số răng bánh lớn: Lấy răng

c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức (6.33) ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:

Trong đó:

• hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

• hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức (6.34);

Theo công thức (6.35)tính góc ăn khớp:

• hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, Theo (6.39);

• hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, trabảng (6.14);

• hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số tính theo công thức:Trong đó:

Xác định chính xác ứng suất tiếp súc cho phép:

Theo (6.1) với v = 4,13m/s 5m/s, ; Với cấp chính xác 8, chọn độ nhám bề mặt Ra2,5 1,25µm, đo đó: ZR=1; với da 700mm, KxH =1;

Do đó: MPa

Như vậy Vậy điều kiện bền tiếp xúc được đảm bảo

d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Độ bền uốn của bánh răng phải thỏa điều kiện sau theo công thức (6.43):

Trong đó:

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng,0,61 theo (6.38b);

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng,

Số răng tương đương, (răng);

(răng);

YF hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, tra bảng (6.18)theo hệ số dịch chỉnh x1= x2 = 0 và

số răng tương đương ta được: YF1 = 3,85 ; YF2 = 3,60

Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp khi tính về uốn, KFα

=1,27 tra bảng (6.14);

hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính vềuốn,

Với: các hệ số tra trong bảng (6.15), (6.16)và v tính theo (6.40);

Thbbay vào công thức (6.46) ta có:

Hệ số tải trọng khi tính về uốn, ;

Với m = 2, Ys = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2) = 1,032; YR = 1; KxF= 1

(da<400mm) Do đó ;

Suy ra: Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động:

(MPa); (MPa);

Do đó: MPa; MPa Vậy ta thất các bánh răng đủ bền về độ bền uốn

e. Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Hệ số quá tải được xác đinh theo công thức (6.48):

Hệ số quá tải: ; Ứng suất tiếp xúc cực đại:

MPa<;

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt

Ứng suất uốn cực đại:(MPa);

(MPa);

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

Bảng 3.2: Thông số hình học của bộ truyền BRTRN cấp nhanh.

Ka= 43 hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng , tra bảng (6.5);

KHβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính

• Số răng bánh nhỏ:38,09, Lấy z1 = 38 răng.

• Số răng bánh lớn: Lấy răng

c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức (6.33) ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:

Trong đó:

• hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức (6.34);

Theo công thức (6.35)tính góc ăn khớp:

Do đó :

• hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, được xác định theo CT (6.36);

hệ số trùng khớp dọc xác định theo CT (6.37) Nên (3.36c);

hệ số trùng khớp ngang xác định theo CT (6.38b)

;

⇒

• hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, Theo (6.39);

• hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, trabảng (6.14);

• hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số tính theo công thức:Trong đó:

Xác định chính xác ứng suất tiếp súc cho phép:

Theo (6.1) với v = 1,728m/s 5m/s, ; Với cấp chính xác động học9, nên chọn cấp chính xác

về mức tiếp xúc là 8 Khi đó gia coog cầ đạt độ nhám bề mặt Ra1,25 0,63µm, đo đó:ZR=1; với da 700mm, KxH =1; Do đó: MPa

% Ta thấy nhưng sai số giữa ứng suất suất cho phép sih ra là % =2,7% < 4% vì sai sốnhỏ nên vẫn thỏa điều kiện cho phép

d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Độ bền uốn của bánh răng phải thỏa điều kiện sau theo công thức (6.43):

Trong đó:

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, 0,57 theo (6.38b);

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng,

Số răng tương đương, (răng);

(răng);

YF hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, tra bảng (6.18)theo hệ số dịch chỉnh x1= x2 = 0

và số răng tương đương ta được: YF1 = 3,71 ; YF2 = 3,60

Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng(6.14);

hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính vềuốn, ;

(m/s);

Thay vào công thức (6.46) ta có:

Hệ số tải trọng khi tính về uốn, theo công thức (6.45);

Do đó: MPa; MPa Vậy ta thất các bánh răng đủ bền về độ bền uốn

e. Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Hệ số quá tải được xác đinh theo công thức (6.48):

Hệ số quá tải:

Ứng suất tiếp xúc cực đại: Mpa;

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt

Ứng suất uốn cực đại:

(MPa);

(MPa)

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

Bảng 3.3: Thông số hình học của bộ truyền BRTRN cấp chậm.

Chiều rộng vành răng bw mm

Theo công thức (10.9) đường kính trục thứ k (k = 1,2,3);

Với lấy trị số nhỏ đối với trục vào, và lấy trị số lớn đối với trục ra;

MPa ⇒(mm) Lấy d1 = 20 mm;

MPa ⇒(mm) Lấy d2 = 30 mm;

MPa ⇒(mm) Lấy d3 = 35mm;

Đường kính sơ bộ của các trục sẽ là: d1 = 20 mm; d2 = 30 mm; d3 = 35 mm

Từ đường kính sơ bộ và bảng (10.2) xác định được chiều rộng ổ lăn lần lượt như sau:bo1 = 15 mm; bo2 = 19 mm; bo3 = 21 mm ⇒botb = (15 + 19 + 21)/3 = 18.33 mm

 Sơ đồ trong không gian

3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặc lực:

Để xác định chiều dài mayơ của bánh răng theo công thức (10.13), để xác định chiều dàinửa nối trục (chọn nối trục đàn hồi) bảng (10.3) và (10.4) để tính khoảng cách Kết quả tínhđược khoảng cách lki trên trục thứ k từ gối đỡ O đến chi tiết quay thứ i như sau:

• Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp: K1 = 10

• Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp: K2 = 10

• Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: K3 = 10

• Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 16

 Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng trên trục Xác định theo công thức (10.10):

Fr1Fa1

 Chiều dài các đoạn trục trên trục III:

Theo phương ox TI = Nm tra bảng (16.10) ta có Dt = 50 mm

N Fr = (0,2 0,3)Ft = 0,3Ft = 316 N

b. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục :

- Xác định phản lực tác dụng lên gối đỡ Sử dụng phương trình moment và phương trình hìnhchiếu của các lực trong mp zOy và zOx :

+Trong mp zOy : N

N

+Trong mp zOx : N

N

- Biểu đồ trục I như hình: