thuyết minh Đồ án chi tiết Khai triển 1 cấp_1 và Cad

Quá trình tính toán và lựa chọn ĐC cho hệ dẫn động đợc thựchiện thông qua các bước tính toán về: - Công suất động cơ - Số vòng quay đồng bộ sơ bộ của động cơ - Các yêu cầu về momen mở má

2.6 Tính toán nhiệt truyền trong truyền động trục vít 12

Chương 3.

Thiết kế bộ truyền ngoài hộp (bộ truyền xích)

4.5 Xác định đường kính các đoạn trục và kết cấu trục 22

Chương 5.

Tính toán và chọn ổ lăn

5.3 Tính toán lựa chọn ổ lăn của trục lắp bánh vít 32

Chương 6.

Tính toán và chọn các chi tiết khác của hộp giảm tốc

Chương 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

1.1 Chọn động cơ:

Trong các hệ dẫn động cơ khí, động cơ điện được sử dụng hết sức phổ biến Cónhiều loại động cơ điện khác nhau, tuy nhiên do có nhiều u điểm so với các loạiđộng cơ điện khác (kết cấu đơn giản, giá thành rẻ, dễ bảo quản, làm việc tincậy ) động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ ngắn mạch đợc sử dụngphổ biến hơn cả Quá trình tính toán và lựa chọn ĐC cho hệ dẫn động đợc thựchiện thông qua các bước tính toán về:

- Công suất động cơ

- Số vòng quay đồng bộ sơ bộ của động cơ

- Các yêu cầu về momen mở máy, quá tải và phương pháp lắp đặt

1.1.1 Công suất động cơ:

Công suất trên trục động cơ đợc tính theo công thức (2.8) [1] :



t ct

P

P 

Trong đó:

+ Pct : là công suất cần thiết trên trục động cơ

+ Pt : công suất tính toán trên máy công tác(kw)

+  : là hiệu suất truyền động

Giá trị của đợc xác định theo công thức (2.9) [1] :

+ Hiệu suất nối trục k= 0,99

+ Hiệu suất ổ lăn ol = 0,99

+ Hiệu suất một cặp bánh răng trong hộp giảm tốc br = 0,97

+ Hiệu suất bộ truyền xích tx= 0,96

+ Hiệu suất ổ trợt ot=0,99

8945 , 0 99 , 0 96 , 0 97 , 0 99 , 0 99 ,

3 , 1 2200 1000

86 , 2

3 , 1 60000

+ tỷ số bộ truyền ngoài xích un=uxích=3

+ tỷ số truyền của hộp truyền bánh răng uh=ubr=4

Vậy tỉ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động 2.15 [1] :

124.3

 n h

t u u u

Từ các giá trị nlv và ut ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ:

Công suất động cơ 4.0 kW

1.1.4 Phân phối tỉ số truyền:

Từ giá trị thực của số vòng quay động cơ ta có thể tính đợc chính xác tỉ sốtruyền toàn bộ của hệ thống:

07 , 11 65

n

n u

Chọn tỉ số truyền của bộ truyền xích là ux= 3 vậy tỉ số truyền thực tế của bộtruyền bánh răng là:

69,33

07,11

u

u u

1.2 Công suất, số vòng quay, momen xoắn trên các trục động cơ:

1.2.1 Công suất trên các trục:

- Dựa vào công thức sau để tính Pi= P(i+1)/  ( i 1 )

+ Công suất trên trục 3:

P3=Plv =Pt=2,86KW + Công suất trên trục 2:

ot x lv

P P

P P

720 2

1.2.3 Momen xoắn trên các trục:

Momen xoắn trên trục 1:

1

1 6

Chương II :Thiết kế bộ truyền bánh răng

I.Tính toán thiết kế bộ truyền.

1.Chọn vật liệu.

Theo bảng 6.1[1] ,ta chọn nh sau :

Bánh nhỏ: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia

công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần

l-ợt nh sau:

HB = 241  285; b1 = 850 MPa ; ch 1 = 580 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB 1 = 245.

Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia

công có các thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:

HB = 192  240; b2 = 750 MPa ; ch2 = 450 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB 2 = 230.

2 Xác định ứng suất tiếp xúc [ H ] và ứng suất uốn [ f ] cho phép.

lim H lim

Trong đó: - 

Hlimlà giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

- KHL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc

Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta công thức xác định SH và 

, 2 4

, 2 1 2

7 4

, 2 4

, 2 1 1

10 39 , 1 230 30

30

10 71 , 1 250 30

30

HB N

HB N

HO HO

Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NHE của bánh răng nghiêng đợc xác định nh sau: N HE  60 c.n.T

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- T:thời gian làm việc

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

Vậy ta đợc :

NHE1=NFE1=60.1.720.20000=8,64.108

NHF2=NFE1=60.1.180.20000=2,102.108

Do NHE1>NHO1 Nên NHE1=NHO1 Suy ra : KHL1=1

NHE2>NHO2 Nên NHE2=NHO2 Suy ra: KHL2=1 Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:

1,1

1.570

1 lim

H HL

o H H

1 570

1 lim

H HL

o H H

2 1

1 1 450

1 lim

F FL

o F F

1 414

2 lim

F FL

o F F

S

K



ứng suất quá tải cho phép ,theo (6.10) và (6.11) ,ta có

Hmax =2,8 chay2=2,8.450=1260 (MPa)

F1max =0,8 chay1 = 0,8.580=464 (Mpa)

F2max =0,8 chay2 = 0,8.450=360 (Mpa)

4.Tính toán bộ truyền bánh răng trụ nghiêng

.

.

a H

H Hv H

u

K K K T

- a = bW/aW = 0,3 là hệ số chiều rộng bánh răng (bảng 6.6)

-Ka =43(bảng 6.5)

- KH là hệ số tập trung tải trọng

- KHv là hệ số tải trọng động

- KH là hệ số phân bố không đều tải trọng giữa các răng

- u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng ta đang xét

Vậy ta chọn a W = 110 (mm)

b Xác định các thông số ăn khớp của bánh răng nghiêng là

* Môđun pháp của bánh răng trụ răng nghiêng (m) đợc xác đinh nh sau:

  3 3 , 69 1 36,95

9848 , 0 110 2 1

173 25 , 1 2

0 59 , 10 ) 98 , 0

ac



c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H  [H] = 495,4 (MPa)

Do H =

nh w

nh H w

H M

U b

U K T d

Z Z Z

.

) 1 (

2

955 , 9 cos 2 2

với ỏt =arctg(tg20o/cosõ)=arctg(tg200/0,9596)=20,14)

- Z = 1 /   1 / 1 , 77  0 , 75

Vì  = [1,88 – 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cos =[1,88 – 3,2 (1/37 +1/136)].cos10,590

=1,77

Do vận tốc bánh dẫn: v = 0,937 m/s < 2,5 m/s tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta đợc cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1:Tính toán ) ta xác định đợc : KH = 1,13

.

02 , 1 13 , 1 1 , 1 97 , 41515 2

1 , 47 0 , 33 41 , 1 1

2

1 1 1

u

a v g

K K T

d b K

o H H

H H Hv

) 1 67 , 3 (

267 , 1 97 , 41515 2 75 , 0 1 , 47

745 , 1 274

Với v =1,77 m/s  ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9 Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra

=1,250,63 m Do đó ZR = 1 với da< 700mm  KxH = 1

 [H] = 499,99.1.1.1=499,99 MPa

Nhận thấy rằng H < [H] do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng

đ-ợc điều kiện bền do tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suấtuấn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay: F  [F]

Mà

m d b

Y K K T 2

1

1 F Fv F 1 1

) /(cos

9 , 3 07

, 39 ) /(cos

2

3 2

2

1

3 1

1

F td

F td

Y Z

Z

Y Z

Z





Bảng 6.18(Trang 109-Tập1: Tính toán )

.

016 , 1 37 , 1 2 , 1 97 , 41515 2

1 , 47 0 , 33 41 , 1 1

2

1

1 1

u

a v g

K K T

d b K

o F F

F F Fv

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  F = 0,002

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  go = 73

Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết )  KF = 1,2

9 , 3 924 , 0 564 , 0 67 , 1 97 , 41515 2

.

2

1

1 1

m d b

Y Y Y K

 F2 = F1 YF2 / YF1 = 145,05.3,61/3,9 = 134,26 (MPa).

Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu được được xác định như sau.[F1]= [F1].YS YxF.YR và [F2]= [F2].YS YxF YR

MPa MPa

F F

F F

5 , 236 26

, 134

252 05

, 145

2 2

1 1









e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thường thì ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax và ứng suất uốn cực đại F1max phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max

* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy đợc xác định nh sau:

F

qt H max

H

K

K

(*)

Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,8

Thay số vào công thức (*) ta có:

1260 56

, 650 8 , 1 484,9

max 2 2

max

max 1 1

max

max max

MPa MPa

MPa MPa

MPa MPa

K

F F

F F

H qt

H H

- Đờng kính đáy răng : df1 = d1–2,5.m=47,05- 2,5.1,25 = 43,9 (mm)

3.1.2 Số răng đĩa xích:

Tiêu chuẩn để chọn số răng đĩa xích là: khi số răng đĩa xích càng ít, đĩa bịđộng quay càng không đều, động năng va đập lớn làm cho xích càng chóngmòn, khi làm việc gây ra nhiều tiếng ồn Mặt khác, nếu số răng đĩa xích lớn saumột thời gian làm việc do mòn bớc xích p của xích tăng lên làm cho xích hay bịtuột khỏi đĩa Căn cứ vào các chỉ tiêu trên đồng thời kết hợp với bảng 5.4 [1] với

sẽ các định bớc xích p dựa theo yêu cầu đảm bảo điều kiện bền mòn

Điều kiện bảo đảm chỉ tiêu bền mòn đợc biểu diễn theo công thức 5.3 [1]:

 P k k k P

P t  z. n 

Trong đó:

32 , 1 19

a

2 1 2 2 1

4 2

4

4 , 25 19 57 2

57 19 35

1 2 1

2



z z z

z x

z z x

19 5 , 0 110 4 , 25 25

,

0

2 2





6 , 898 3 , 901 003 , 0 3 , 901

n z

15

1 1

 i

110 15

180 19

Vậy số lần va đập của bản lền xích trong một giây là hoàn toàn đảm bảo

3.3 Kiểm nghiệm về độ bền xích:

3.3.1 Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:

Để đảm bảo xích có thể bền đợc trong điều kiện quá tải khi mở máy hoặcchịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc, xích đợc kiểm nghiệm về hệ số antoàn theo công thức 5.15 [1]:

 s F F F k

Q s

v t

4 , 25 19

01 , 3 10 6 10

6

1000

P v

4 , 25 180 19 6 , 2 60000

.

2 2

1 1 2

0

F là lực căng do nhánh xích bị động sinh ra

42 , 137 898 , 0 6 , 2 6 81 , 9 81 , 9

, 21 47 , 5 42 , 137 85 , 2075 2 , 1

3.3.2 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc H của đĩa xích:

Để đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc, đĩa xích phải đợc kiểm nghiệm theocông thức 5.18 [1]:

H d

vd d t r H

Ak

E F K F k

1 7

10 1 , 2 44 , 3 1 85 , 2075 502 , 0 47 , 0

3.4 Các thông số đĩa xích và lực tác dụng lên trục:

3.4.1 Các thông số của đĩa xích:

(với r =0,5025.15,88+0,05=8,03)

36 , 121

, 2075 15 , 1

Bảng 4 Các thông số cơ bản của bộ truyền xích

) 1 67 , 3 (

267 , 1 97 , 41515 2 75 , 0 1 , 47

745 , 1 274

=1,250,63 m Do đó ZR = 1 với da< 700mm  KxH = 1

 [H] = 499,99.1.1.1=499,99 MPa

Nhận thấy rằng H < [H] do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng

đ-ợc điều kiện bền do tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suấtuấn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay: F  [F].

Mà

m d b

Y K K T 2

1

1 F Fv F 1 1

) /(cos

9 , 3 07

, 39 ) /(cos

2

3 2

2

1

3 1

1

F td

F td

Y Z

Z

Y Z

Z





Bảng 6.18(Trang 109-Tập1: Tính toán )

.

016 , 1 37 , 1 2 , 1 97 , 41515 2

1 , 47 0 , 33 41 , 1 1

2

1

1 1

u

a v g

K K T

d b K

o F F

F F Fv

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  F = 0,002

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  go = 73

Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết )  KF = 1,2

9 , 3 924 , 0 564 , 0 67 , 1 97 , 41515 2

.

2

1

1 1

m d b

Y Y Y K

 F2 = F1 YF2 / YF1 = 145,05.3,61/3,9 = 134,26 (MPa)

Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu đợc đợc xác định nh sau

[F1]= [F1].YS YxF.YR và [F2]= [F2].YS YxF YR

MPa MPa

F F

F F

5 , 236 26

, 134

252 05

, 145

2 2

1 1









e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thờng thì ứng suất tiếp xúc cực đại

Hmax và ứng suất uốn cực đại F1max phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max

* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy đợc xác định nh sau:

F

qt H max

H

K

K

(*)

Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,8

Thay số vào công thức (*) ta có:

1260 56

, 650 8 , 1 484,9

max 2 2

max

max 1 1

max

max max

MPa MPa

MPa MPa

MPa MPa

K

F F

F F

H qt

H H

- Đờng kính đáy răng : df1 = d1–2,5.m=47,05- 2,5.1,25 = 43,9 (mm) df2 = d2 - 2,5.m=172,9-2,5.1,25 =169,77(mm)

Chơng 3: Thiết kế bộ truyền ngoài hộp

3.1.2 Số răng đĩa xích:

Tiêu chuẩn để chọn số răng đĩa xích là: khi số răng đĩa xích càng ít, đĩa bịđộng quay càng không đều, động năng va đập lớn làm cho xích càng chóngmòn, khi làm việc gây ra nhiều tiếng ồn Mặt khác, nếu số răng đĩa xích lớn saumột thời gian làm việc do mòn bớc xích p của xích tăng lên làm cho xích hay bịtuột khỏi đĩa Căn cứ vào các chỉ tiêu trên đồng thời kết hợp với bảng 5.4 [1] với

sẽ các định bớc xích p dựa theo yêu cầu đảm bảo điều kiện bền mòn

Điều kiện bảo đảm chỉ tiêu bền mòn đợc biểu diễn theo công thức 5.3 [1]:

 P k k k P

P t  z. n 

Trong đó:

32 , 1 19

a k k k k

k

k

k  0 .

2 1 2 2 1

4 2

4

4 , 25 19 57 2

57 19 35

1 2 1

2

*

2 5

, 0 5

, 0 25

, 0



z z z

z x

z z x

19 5 , 0 110 4 , 25 25

,

0

2 2

n z

15

1 1

 i

110 15

180 19

Vậy số lần va đập của bản lền xích trong một giây là hoàn toàn đảm bảo

3.3 Kiểm nghiệm về độ bền xích:

3.3.1 Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:

Để đảm bảo xích có thể bền đợc trong điều kiện quá tải khi mở máy hoặcchịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc, xích đợc kiểm nghiệm về hệ số antoàn theo công thức 5.15 [1]:

 s F F F k

Q s

v t

4 , 25 19

01 , 3 10 6 10

6

1000

P v

4 , 25 180 19 6 , 2 60000

.

2 2

1 1 2

0

F là lực căng do nhánh xích bị động sinh ra

42 , 137 898 , 0 6 , 2 6 81 , 9 81 , 9

, 21 47 , 5 42 , 137 85 , 2075 2 , 1

3.3.2 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc H của đĩa xích:

Để đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc, đĩa xích phải đợc kiểm nghiệm theocông thức 5.18 [1]:

 H

d

vd d t r H

Ak

E F K F k

1 7

10 1 , 2 44 , 3 1 85 , 2075 502 , 0 47 , 0

3.4 Các thông số đĩa xích và lực tác dụng lên trục:

3.4.1 Các thông số của đĩa xích:

(với r =0,5025.15,88+0,05=8,03)

36 , 121

, 2075 15 , 1

Bảng 4 Các thông số cơ bản của bộ truyền xích

III.5 Tính và chọn khớp nối:

III.5.1.chọn loại khớp nối:

chọn khớp nối trục vòng đàn hồi

III.5.2.kích thước khớp nối:

mô men xoắn tai trục động cơ:

Theo bảng 16.10a ta có thể chọn loại nối trục đàn hồi có các kích thước

cơ bản như sau:

d = 32 mm dm = 65 mm l = 80 mm D0 = 90 mm D = 125 mm

L = 165 mm d1 = 60 mm Z = 4 B = 5 mm B1 = 42 mm l1 = 30 mmD3 = 28 mm l2 = 32 mm nmax = 4600 v/ph

Theo bảng 16.10b ta có kích thước cơ bản của vòng đàn hồi :

do = 14 mm d1 = M10 D2 = 20 mm l = 62 mm

l1 = 34 mm l2 = 15 mm l3 = 28 mm h = 15 mm

CHƯƠNG IV tính toán thiết kế trục IV.1.Chọn vật liệu

Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng Cho nên thép cacbon và théphợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tuy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không

Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá có cơ tính như sau

b= 600 Mpa; ch= 340 Mpa; Với độ cứng là 200 HB

ứng suất xoắn cho phép [] = 12  30 Mpa tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta đangxét

Sơ đồ sơ bộ bộ truyền trong hộp giảm tốc (Hình 1).

T d



Trong đó: - T là mômen xoắn tác dụng lên trục

- []= 12 30 (MPa) là ứng suất xoắn cho phép

97 , 41515

=24(mm) ,chọn theo tiêu chuẩn ,d1 =25(mm)-đường kính sơ bộ trục 2

22 , 159697

=31,73(mm) ,chọn theo tiêu chuẩn ,d2 =35(mm)

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

Tran bảng 10.2 ,từ đường kính sơ bộ d ,xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bob01=21(mm)

-Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp ,K2 =5(mm)

-Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ K3=15(mm)

-Chiều cao nắp ổ và đầu bulông hn=20(mm)

-Sử dụng các kí hiệu như sau

K: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i:số thứ tự của tiết diện trục ,trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

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

lmki:chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ I trên trục k