thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

thiet ke dan dong khi hop giam toc,thiet ke dan dong khi hop giam toc,thiet ke dan dong khi hop giam toc,thiet ke dan dong khi hop giam toc,thiet ke dan dong khi hop giam toc,thiet ke dan dong khi hop giam toc,thiet ke dan dong khi hop giam toc,thiet ke dan dong khi hop giam toc,thiet ke dan dong khi hop giam toc,thiet ke dan dong khi hop giam toc,thiet ke dan dong khi hop giam toc,

MỤC LỤC

Trang

MỤC LỤC 1

LỜI NÓI ĐẦU 3

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHÔI TỶ SỐ TRUYỀN 4

1.1 Chọn động cơ 4

1.2 Phân phối tỷ số truyền 5

1.3 Xác định công xuất, momen, số vòng quay trên các trục 5

PHÂN 2 : THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 7

2.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng 11

2.1.1 Chọn vật liêu 11

2.1.2 Tính các ứng suất cho phép 11

2.2 Tính bộ truyền trục vít trong hộp giảm tốc 21

2.2.1 Thông số kỹ thuật của bộ truyền 21

2.2.2 Dụ đoán vận tốc trượt,chọn vật liệu 21

2.2.3 Xác định ứng suất cho phép 21

2.2.4 Tính thiết kế 22

2.2.5 Kiểm nghiệm đọ bền tiếp xúc 23

2.2.6 Kiểm nghiệm đọ bền uốn 24

2.2.7 Tính nhiệt lượng trong truyền đọng trục vít 24

PHẦN 3: THIẾT KẾ TRỤC – CHỌN THEN – KHỚP NỐI 28

3.1 Thiết kế trục 28

3.1.1 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục 28

3.1.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 29

3.1.3 Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền 30

3.2 Chọn then và kiểm nghiệm then 40

3.3 Tính kiểm nghiệm độ bền trục 40

3.3.1 Độ bền mỏi 40

3.3.2 Độ bền tĩnh 42

3.4 Tính toán nối trục 43

PHẦN 4 : TÍNH TOÁN VÀ CHỌN Ổ LĂN 45

4.1 Chọn ổ lăn cho trục I 45

4.1.1 Chọn loại ổ 45

4.1.2 Kích thước và cấp chính xác của ổ 45

4.1.3 Kiểm nghiệm ổ về khả năng tải động 45

4.1.4 Kiểm nghiệm ổ về khả năng tải tĩnh 46

4.2 Chọn ổ lăn cho trục II 47

4.2.1 Chọn loại ổ 47

4.2.2 Chọn kích thước và cấp chính xác ổ 47

4.2.3 Kiểm nghiệm ổ lăn về khả năng tải động 48

4.3 Chọn ổ lăn cho trục III 51

4.3.1 Chọn loại ổ 51

4.3.2 Chọn kích thước và cấp chính xác ổ 52

4.3.3 Kiểm nghiệm ổ lăn về khả năng tải động 52

PHẦN 5: CHỌN CHI TIẾT PHỤ, THIẾT KẾ VỎ HỘP, BẢNG DUNG SAI 55

5.1 Kết cấu vỏ hộp 55

5.2 Kết cấc một số chi tiết 57

5.3 Bôi tron và điều chỉnh ăn khớp 60

5.4 Dung sai lắp ghép 61

PHẦN 6: TÀI LIỆU THAM KHẢO 63

LỜI NÓI ĐẦUThiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơkhí.Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khíhiện đại.Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là côngviệc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước.Hiểu biết, nắm vững

và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêucầu rất cần thiết đối với học viên sỹ quan kỹ thuật

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thểnói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất.Đối vớicác hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thểthiếu

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộpgiảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn họcnhư Cơ kỹ thuật, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật ; và giúp học viên có cái nhìn tổngquan về việc thiết kế cơ khí Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điểnhình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản nhưbánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các học viên có thể

bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ Cơ khí, đây là điều rất cần thiết với một họcviên cơ khí động lực

Chúng tôi chân thành cảm ơn thầy Lê Văn Nhân, các thầy trong khoa kỹthuật cơ sở đã giúp đỡ chúng tôi rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án

Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi,chúng tôi rất mong nhận được ý kiến từ thầy

Học viên thực hiện

Trần Doãn Toàn

PHẦN 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ

TRUYỀN CHO HỆ DẪN ĐỘNG

1.1 TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

1.1.1Chọn hiệu suất của hệ thống:

Tra bảng 2.3 tài liệu [1] ta chọn:

- Hiệu suất ổ lăn: ηol

kn x tv br ol

η η η η η ηΣ =

=1.0,97.0,75.0,98.0,993= 0,692

1.1.2 Tính công suất tính toán:

- Công suất trên xích tải: Plv =

1000

F v

=

24000.0, 25 1000

= 6 kW

- Công suất tính toán:

Ptđ = Plv

( )2 max /

.

br

v D

π

=

4 6.10 0, 25 550

8,681 vòng/phútChọn sơ bộ: ungoài = Ux = 2

uhộp giảm tốc = 80

⇒

nsb = 8,68.2.80 = 1388,96vòng/phút

Dựa vào bảng phụ lục P1.3 chọn động cơ điện thỏa mãn

K dn

T T

x hop hop tv br

tv

, r

84 2,1 40

hop b

tv

U U U

= 6 kW

Trục 3:

3

6

6,25 0,99.0,97

6,25

8,42 0,99.0,75

8,42

8,68 0,99.0,98

8,68

8,77 0,99.1

1458

694,28572,1

br

n n

694,2857

17,35740

tv

n n

lv x

n n U

vòng/phút8,6785 8,681

P T

2.1.3 Xỏc định số răng của đĩa xớch.

Tra bảng 5.4 tài liệu [1] ,đối với loại xích con lăn có tỉ số truyền ux

25 1 25

Với n01 là số vòng quay đĩa xích dẫn làm việc trong điều kiệnthí nghiệm (bộ truyền nằm ngang, khoảng cách trục chọn : a (40 )

p có thể điều chỉnh lực căng xích, bộ truyền chịu tải trọng em

va đập nhẹ , làm việc hai ca và đợc bôi trơn định kỡ

chọn n01 = 50 (vòng/phút)

⇒

kn =

01 1

50

2,88 17,357

n

k = ko ka kđc kbt kđ kc

Tra bảng 5.6 tài liệu [1],ta có:

+ ko là hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền (đờng nốitâm hai đĩa xích tạo với phơng ngang một góc α < 60o ) ⇒ko = 1.+ ka là hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài dây xích,chọn sơ bộ a =40p

+ kđ là hệ số kể đến tải trọng động, đối với tải trọng va đậpnhẹ ⇒kđ = 1,2

+ kc là hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền xích

Với bộ truyền làm việc 2 ca: ⇒kc = 2 ⇒ K c =1,12

t x

P

Tra bảng 5.5 tài liệu [1],với n01= 50 (vòng/phút) ta chọn bớc xích:

c c

a X

− +

2 2

2.2032 25 50 (50 25) 50,8

117,9 50,8 2 4 2032

Vậy khoảng cách trục đợc ta chọn là: a = 2028,55 (mm)

+ +

=

Trong đó:

Q là tải trọng phá hỏng (N), tra bảng 5.2 tài liệu [1], ta có: Q =453,6kN=453600(N).

Kđ là hệ số tải trọng động ứng với ứng suất trung bỡnh⇒ Kđ = 1,2

Tra bảng 5.10 tài liệu [1],ta có với n ≤ 50 (vòng/phút) thì [S] = 7

S =15,52 > 7 = [S] ⇒bộ truyền xích làm việc an toàn

2

50,8

809, 04 sin( ) sin( )

C«ng thøc x¸c øng suÊt tiÕp xóc cho phÐp [σH] vµ øng suÊt tiÕp xóc cho phÐp [σF].

0

0

/ S        2.1      / S        

mH: Bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc.

*N Ho số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:N Ho =

1 1

71,6.10

-Thay l¹i c«ng thøc (2.2).Ta cã

414 1 236,571,75

F

F

MPa MPa

σ

σ

2.øng suÊt qu¸ t¶i cho phÐp.

øng suÊt qu¸ t¶i cho phÐp: theo công thức 6.13 vµ 6.14 tài liệu [1]

MPa MPa MPa

+Ka hÖ sè phô thuéc vµo vËt liªu cña cÆp b¸nh r¨ng vµ lo¹i

( )

0,5 u 1 0,5.0,3.(2,1 1) 0,465

+Tra bảng 6.7[1],sơ đồ bánh răng ứng với sơ đồ 6 → H

K β

=1,015.Thay toàn bộ lại công thức (2.6) đợc

thoả mãn

4.3.Xác định hệ số dịch chỉnh(x).

Z1=37>30.Nhng yêu cầu về dịch chỉnh để đảm bảo về

khoảng cách trục cho trớc

Vậy

1

2

0( )0( )

x = mm

=

5.Kiểm nghiệm răng.

5.1.Kiểm nnghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

-ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đợc tính theo công thức:

Theo 6.33 [1]

1 2 1

2 .( 1)

ZM=27MPa(1/3)

+ZH hệ số kể dến hình dánng bề mặt tiếp xúc trrong bảng 6.12 [1].với

Với hệ số H

kể đến sự phân bố tải trọng trên chiều rông vành răng

.1

2.T H W W

Hv

v b d K

60000W 60000

d n

, a =115(mm).WThay lại ta đợc

max

1150,006.56.5,65 14,05( / ) 380( / )

2,1

Tra bảng 6.17[1]

=1 ⇒ [σH].ZR.ZV.KxH=481,82.0,95.1.1=457,7MPa > σH=454,004 MPa

Vậy (2.7),điều kiện về độ bền tiếp xúc thoả mãn

5.2.Kiểm nghiệm về độ bền uốn.

.1

2.T F W W

Fv

Fb Fv

V b d K

K K

= +

Mà theo 6.47 [1]

0

⇒ [σF1].YR.YS.KxF=252.1,032.1.1=260 MPa > σF1=86,28 MPa

Vậy điều liện về độ bền uốn đợc thoả mãn

[σF2]= [σF1].YF2/YF1 Tra bảng 6.18 [1]→YF2=3,61

⇒ [σF2]=88,43.3,61/3,7=86,28 MPa

Có [σF2]=236,57 MPa

⇒ [σF2].YR.YS.KXF=236,57.1,032.1.1=244,14 MPa >σF2=86,28 MPa Vậy điều kiện bền uốn trên bánh 2 đợc thoả mãn

5.3.Kiểm nghiệm răng về quá tải.

-Đề phòng dạng d và gẫy răng thì

K =qt =1

T +[σH]max = 2,8 σch2 = 2,8 450 = 1260 MPa

⇒σH1max=454,004 1=454,004 MPa ≤[ ]σH max=1260 MPa

Thoả mãn.-Để đề phòng dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng thi cần có:

Tra bảng 6.14[1] [σF1]max=446 MPa, [σF2]max=360 MPa

⇒σF1max =88,43.1 88,43= MPa≤[σF1 max] =446 MPa

⇒σF2max =86,28.1 86,28= MPa≤[σF2 max] =360 MPa

*Vậy các điều kiện bền đợc thoả mãn

6.Bảng thống kê các thông số của bộ truyền bánh răng.

1.Số răng Z1=37 răng

Z2=78 răng2.Khoảng cách trục

chia

a=112,5 mm

3.Khoảng cách trục aW=115mm

4.Đớng kính chia d1=74 mm

d2=156 mm5.Đờng kính đỉnh

răng

da1=78 mm

da2=160 mm6.Đờng kính đáy răng df1=69mm

df2=151 mm7.Đờng kính cơ sở db1=69,5 mm

db2=146,6 mm8.Góc prôfin góc α=200

15.Góc nghiêng răng =00

2.2 BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT

2.2.1.Thông số kỹ thuật

- Công suất trên trục vít P1=8,42kW

- Công suất trên bánh vít P2= 8,25kW

- Tỉ số truyền utv=40

- Moment xoắn trên trục vít T1= 115818,315Nmm

- Moment xoắn trên bánh vít T2=3438814,3 Nmm

- Số vòng quay của trục vít n1=694,2857 vòng/phút

- Số vòng quay của bánh vít n2=17,357 vòng/phút

- Thời gian làm việc Lh=2.5.8.260=20800 giờ

- Làm việc 2 ca, quay 1 chiều , tải va đập nhẹ

2.2.2.Dự đoán vận tốc trượt vs-chọn vật liệu

= 4,715m/s theo bảng 7.2[1] ta tính được [ ] σH =182,13MPa

-Với bộ truyền làm việc 1 chiều tính theo 7.7 [1]:

[ ]

2 2 3

2

2 3

11,2312,5 40

a m

w 1 w60000cos

[(40 12,5) / 325] 3438814,3.1,06.1,061 / 12,540

Điều kiện bền uốn thỏa mãn

2.2.7 Tính nhiệt trong truyền động trục vít

Từ 7.32[1] diện tích thoát nhiệt của hộp giảm tốc ( với

2 1

3.5.bảng thống kê các thông số bộ truyền

13 đường kính đỉnh da1=m(q+2)=12,5(12,5+2)

=105 mm

da2=m(z2+2+2x) =12,5(40+2+2.0)=348 mm

14 đường kính đáy df1=m(q-2,4)=12,5(12,5-2,4)

=75 mm

df2= m(z22,4+2.0)

=315 mm

PHẦN 3: THIẾT KẾ TRỤC – CHỌN THEN – KHỚP NỐI

Quy ước các ký hiệu:

 k : số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

 i : số thứ tự của chi tiết quay lắp trên trục có tham gia truyền tải trọng

 i = 0 và 1: các tiết diện trục lắp ổ

 i = 2 s : với s là số chi tiết quay

 lk1 : khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

 lki : khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ I trên trục thứ k

 lmki : chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục

 lcki : khoảng công – xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộpgiảm tốc đến gối đỡ

 bki : chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k

3.1.1 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục:

T d

115818,315

30,71 36, 410,2 0,2 12 20

3438814

59,09 112,740,2 0,2 12 20

 Tra bảng 10.2 tài liệu (1) ta chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn theotiêu chuẩn :

Trục I: d1 = 25 (mm); b1 = 17 (mm)Trục II : d2 = 35 (mm); b2 = 21 (mm)Trục III: d3 = 100 (mm); b3 = 47 (mm)

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

 k1 = 12 (mm): khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

 k2 = 12 (mm): khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

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

 hh = 18 (mm) chiều cao nắp ổ và đầu bulong

 Chiều dài mayo bánh xích:

2 2.56861,14(0,2 0,3) (0,2 0,3) (320,34 480,51)

sơ đồ trục I

Đường kính các đoạn trục:

Theo bảng 10.5 tài liệu (1) với d1 = 25(mm) ⇒ [σ] = 53MPa

Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm nhất:

Momen tương đương tại tiết diện nguy hiểm nhất:

12

58379,6

22, 24 0,1.53

Chọn d12 = 40 (mm)Tương tự ta xác định được đường hính lắp khớp nối

td

Nmm M

11

0,75

23450 0, 75.56861, 44 54541,9

54541,9

20,32 0,1[ ] 0,1.53

td

Nmm M

Sơ đồ trục II

Đường kính các đoạn trục:

Theo bảng 10.5 tài liệu (1) với d2 = 35 (mm) ⇒[σ] = 60 MPa.

Xác định đường kính tại tiết diện đoạn lắp ổ lăn:

Sơ đồ trục III

Đường kính các đoạn trục: theo bảng 10.5 tài liệu [1] d3 = 100⇒[σ] = 48

Xác định đường kính tại tiết diện đoạn lắp ổ lăn:

3.2 Chọn và kiểm nghiệm then:

 Dựa theo bảng 9.1a tài liệu (1), chọn kích thước then bX h theo tiết diện

s s

σ σ

=2,5÷3, như vậy không cần kiểm nghiệm về độ cứng trục)

sσ , sr hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp, ứng suất tiếp

1

.

.

a

m

s K

τ τ

τ τ

MPa MPa

: giới hạn bền của vật liệu thép 45 thường hóa

Kσ = 1,75; Kτ = 1,5: hệ số xét đén sự ảnh hưởng của sự tập trung ứng suất đến

độ bền mỏi (bảng 10.8 tài liệu (1))

, , ,

a m a m

σ σ τ τ

: biên độ vừ giá trị trung bình của ứng suất

Do tất cả các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳđối xứng

với W là momen cản uốn, M là momen uốn tổng

Do trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động

với W0 là momen cản xoắn, T là momen xoắn

ψσ = 0,05; ψτ = 0: hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bềnmỏi của vật liệu cacbon mềm

,

s sσ τ

: hệ số kích thước (bảng 10.3 tài liệu (1))

β = 1,7: hệ số tăng bền bề mặt β (phun bi) (bảng 10.4 tài kiệu (1))

3.3.2 Độ bền tĩnh:

Để đề phòng trục bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc bị gãy khi bị quá tải đột ngột,

ta cần phải kiểm nghiệm trục theo điều kiện bền tĩnh

 Tính trị số momen cản uốn Wj và momen cản xoắn W0j:

Momen cảm uốn Wj Momen xoắn W0j

Trục tiết diện tròn

3 j j

d

W = 32

j 0j

d W 16

π

=

1 1 j

j

d W

j j

bt d t d

1 1 j

0j

d W

j j

bt d t d

Kết quả tính momen cảm uốn Wj và momen cản xoắn W0j:

Tiết diện Đường kínhtrục b×h t1 W(mm3) W0(mm3)

Theo bảng 9.5 tài liệu (1)[ ]σd = 100MPa;[ ]τc =(40 60 ÷ )MPa

các mối ghép then đềuđảm bảo

 Kích thước vòng đàn hồi như sau:

.60

610

L=

Trong hộp giảm tốc ta có Lh=20800 giờ, n=1458 (v/phút)

→

20800.60.1458 1819,6

610

(triệu vòng)-Q tải trọng động quy ớc

+ Kđ hệ số kể đến đặc trng cuảu tải trọng.Tra bảng 11.3[1] ta có

thoả mãnVậy chọn nh trên là thừa bền nên ta chọn loại ổ lăn cỡ nhẹ 207

d=35(mm) r = 2,5(mm)

D=72(mm) C= 20,1(mm)

B=17(mm) Co=13,9(mm)

4.1.4.Kiểm nghiệm về khả năng tải tĩnh.

Điều kiện để đảm bảo khả năng tải tĩnh là: QtCo

Với ổ bi đỡ theo bảng 11.6 tài liệu [1] ta chọn X0=1,Y0=0

Như vậy Qt Ê [C0] =13,9 (kN) nờn đảm bảo điều kiện bền tĩnh

4.2.Chọn ổ lăn cho trục 2.

4.2.1.Chọn loại ổ.

-Dựa vào d0=40(mm).là trục để lắp bánh vít ,chịu lực dọc trục rất lớn nên ổ 0 của trục II ta lắp ổ tuỳ động (ổ bi đỡ 1 dãy).còn gối đỡ số 1 ta lắp 2 ổ đĩa côn đối nhau để hạn chế trục di

chuyển dọc trục về cả hai phía

4.2.3.Kiểm nghiệm ổ lăn về khả năng tải động.

*Kiểm nghiệm gối 0

Để thoả mãn điều kiện về khả năng tải động thì

-m bậc của đờng cong mỏi khi thử ổ lăn.Vì là ổ bi đỡ nên m=3-L tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay.

.60

610

L=

Trong hộp giảm tốc ta có Lh=20800 giờ n=694,29 (v/phút)

→

20800.60.694,29 866,47

610

(Triệu vòng)

-Q tải trọng động quy ớc

Q=X.V.Fr.Kt.Kđ (vì là ổ bi đỡ tuỳ động nên không chịu lực dọc trục)

Không thoả mãn.

Vậy điều kiện về khả năng tải động không đợc thoả mãn

Ta chọn ổ đũa bi đỡ loai cỡ nhẹ đồng thòi giảm thời gian làm việc của máy xuống 2 lần chọn ổ loại 2208 có:

Với ổ bi đỡ theo bảng 11.6 tài liệu [1] ta chọn X0=1,Y0=0

Như vậy Qt Ê [C0] =24 (kN) nờn đảm bảo điều kiện bền tĩnh

*Kiểm nghiệm gối 1 (ổ đũa côn 2 dãy)

.60

610

L h n

L=

Trong hép gi¶m tèc ta cã Lh=20800 giê, n=694,29(v/phót)

,0,83 1

F s = e F r

mµ

01,5 1,5 14,33 0,38

Fr =

→X hệ số tải trọng hớng tâm X =0,67

→Y hệ số tải trọng dọc trục

00,67.cot 14,33 2,62

thoã mãn xét về khả năng tải tĩnh

Điều kiện để đảm bảo khả năng tải tĩnh là: QtCo

Với ổ đũa côn theo bảng 11.6 tài liệu [1] ta chọn

L h n

L=

Trong hép gi¶m tèc ta cã Lh=20800 giê n=17,375(v/phót)

→

20800.60.17,357 21,66

610