Đồ án Thiết kế sản phẩm với CAD: Chi tiết máy đóng trục

Đồ án Thiết kế sản phẩm với CAD sau đây gồm 7 phần, bao gồm: Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí, thiết kế bộ truyền bánh răng, thiết kế trục, chọn ổ lăn, tính mối ghép then, các chi tiết phụ. Tham khảo nội dung đồ án để hiểu rõ các nội dung trên.

Mục lục

PHẦN 1 TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ

KHÍ

1.1.1 Chọn kiểu, loại động cơ

Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hay các thiết bị công nghệ

là giai đoạn đầu tiên của quá trình thiết kế Việc chọn động cơ có ảnhhưởng lớn đến việc lựa chọn, thiết kế hộp giảm tốc, các điều kiện sản xuất,điều kiện về kinh tế… Do đó việc chọn đúng loại động cơ rất quan trọng Động cơ điện: gồm có loại động cơ 1 chiều và loại động cơ xoaychiều

+ Động cơ điện một chiều: là loại động cơ có ưu điểm là có thể thay

đổi trị số của mô men và vận tốc góc ở phạm vi rộng, khởi động êm, hãm

và xoay chiều dễ dàng Tuy nhiên loại này khó kiếm, giá thành cao, phảităng thêm vốn đầu tư để dặt các thiết bị chỉnh lưu

+ Động cơ điện xoay chiều: có loại động cơ xoay chiều một pha và

loại động cơ điện xoay chiều ba pha

Động cơ điện xoay chiều một pha thì có công suất nhỏ, chỉ sử dụng

trong sinh hoạt Trong công nghiệp thường dùng loại động cơ ba pha đồng

bộ và không đồng bộ

So với loại động cơ ba pha không đồng bộ thì động cơ ba pha đồng

bộ có vận tốc góc không đổi, thiết bị tương đối phức tạp, gia thành cao vìcần thiết bị khởi động Thường chì sử dụng cho các trường hợp công suấtlớn, ít phài mở máy và dừng máy

Động cơ ba pha không đồng bộ gồm có hai kiểu: kiểu roto dây cuốn

và kiểu roto lồng sóc.

Loại động cơ không đồng bộ kiểu dây cuốn cho phép điều chỉnh tốc

độ trong phạm vi nhỏ, có dòng điện mở máy thấp nhưng cosϕ thấp, giáthành cao, vận hành phức tạp do đó chỉ dùng trong một phạm vi hẹp

Loại động cơ không đồng bộ kiểu lồng sóc có kết cấu đơn giản, giáthành hạ, dễ bảo dưỡng, có thể trực tiếp đầu với lưới điện ba pha mà khôngcần biến đổi dòng Nhưng hiệu suất và hệ số cosϕ thấp hơn so với loạiđộng cơ ba pha đồng bộ, không điều chỉnh được vận tốc

Nhờ có những ưu điểm trên đáp ứng được các yêu cầu cơ bản vềchọn loại động cơ Do đó, ta chọn loại động cơ điện ba pha không đồng bộkiểu dây quấn

1.1.2 Chọn công suất động cơ

Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảocho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn trị số cho phép Đểđảm bảo điều kiện đó nó phải thỏa mãn yêu cầu sau:

P

- Công suất định mức trên trục của động cơ

dc dt

P

– Công suất đẳng trị trên trục động cơ

Với tải trọng không đổi thì công suất đẳng trị trên trục động cơ được xác định:

- hiệu suất của khớp nối

Chọn giá trị hiệu suất theo bảng ta có

o

dc lv lv

P

η∑

1.1.3 Chọn động số vòng quay đồng bộ của động cơ

Số vòng quay của trục động công tác:

Ta có với hệ băng tải:

360.10

ct

v n

Dπ

=

D : Đường kính tang băng tải

v : vận tốc vòng quay của băng tải (m/s)

(v/ph) Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ

db sb ct

n u n

Tra bảng 1.2 ta thấy u sb nằm trong khoảng tỉ số truyền nên dùng (8…40) đối với truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc hai cấp.

1.1.4 Chọn động cơ thực tế

Căn cứ vào công suất đẳng trị đã tính toán được tra bảng P1.1[1] ta chọnđộng cơ K180M4 Với bảng thông số kỹ thuật của động cơ đã chọn là.Tên động cơ Công

suất

dc dt

P

(KW)

Vận tốcquay(V/ph)

dn

I I

k dn

T T

1.1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải động cơ

a Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Khi khởi động động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng được sức ỳ của hệ thống Do đó phải tiến hành kiểm tra điều kiện mở máy của động cơ

Điều kiện mở máy:

điều kiện mở máy của động cơ thỏa mãn.

b Kiểm tra điều kiện qua tải cho động cơ

Với sơ đồ tải trọng không đổi thì không cần kiểm tra điều kiện quátải cho động cơ vì trong suốt quá trình làm việc tải trọng không thể lớnhơn được công suất cho phép

Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống:

dc

ct

n u n

Với uh; tỉ số truyền các bộ truyền trong hộp giảm tốc

ung: tỉ số truyền ngoài hộp giảm tốc ung=1

1.2.1 Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

18,077

0,40,3

h

ba

ba

u u

ψψ

18,077

2,3067,839

h u u u

1.3.1 Tính công suất trên trục

Công suất danh nghĩa trên trục động cơ tính theo công thức sau

I II

n n u

II III

n n u

(v/ph)

Tốc độ quay của trục công tác: n IV =n III =80,214

(v/ph)

1.3.3 Tính mô men xoắn trục

Mô men xoắn trục được xác định dựa vào công thức sau

1450

I

Mô men xoắn trên trục II:

PHẦN 2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM

2.1.1. Chọn vật liệu

Để đảm bảo khả năng chịu tải, tính công nghệ, điều kiện sản xuất, tính kinh tế cho việc chế tạo và thiết kế hộp giảm tốc.Vì vậy, ta phải chọn loại vật liệu cho phù hợp

Đây là loại HGT có công suất trung bình do đó chỉ cần chọn vât liệunhóm I, có độ rắn HB≤350

, bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, bộ truyền có khả năng chạy mòn

Tra bảng 6.1[1] ta chọn loại vật liệu:

Loại

bánh răng

Nhãnhiệu thép

Nhiệtluyện

2.1.2. Ứng suất cho phép

Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH

] và ứng suất uốn cho phép [σF

] được xác định:

0 lim

0 lim

Y Y K K K S

σσ

σσ

YR : Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt lượn chân răng

YS: Hệ số kể đến ánh hưởng đến độ nhạy của vật liệu tới sự tập trungứng suất

KxF: Hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước bánh răng tới độ bền uốn

KFC: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc đặt tải

Khi tính toán sơ bộ:

Do đó ta có:

0 lim

0 lim

S

σσ

σσ

H

σ

và

0 lim

H

σ

và

0 lim

F

σ

Ứng suất tiếp xúc ứng với số chu kỳ cơ sở :

0 lim

H

σ

=2HB+70

Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc : S H=1,1

Ứng suất uốn cho phép ứng với cố chu kỳ cơ sở :

0 lim

N K

N

=

;

FO mF FL

FE

N K

NHE,NFE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Vì tải không đổi ta có:

(MPa)Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ và lớn làn lượt là:

[ ]3

414.1 376,361,1

[ ]σH max =[σH3]max =2,8.σch =2,8.450 1260(= MPa)

Ứng suất uốn cho phép khiu quá tải:

[ ] [ ]

II H a

: hệ số chiều rộng vành răng là tỉ số giữa chiều rộng

vành răng và khoảng cách trục Tra bảng 6.6[1] ta chọn ψba2

w2 2 3

2

2 os 2.220.0,97

43,03( 1) 3.(2,306 1)

n

a c Z

992,30243

t

Z u Z

2 4 4

n

b m

2.1.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau

[ ]

2 .( 1)

b H

II H H

v b d K

T K β K α

= +

với

w

II H H

v b d K

2

2 .( 1)

.2.707084,926  .1,17.(2,302 1)

⇒ lấy Zv = 1

Đường kính vòng đỉnh da < 700 (mm) ⇒ lấy KxH = 1

Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 ÷ 1,25 (µm) ⇒ lấy ZR = 0,95

ăn khớp tải trọng phân bố đều

2.1.5. Kiểm nghiệm răng độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

[ ] [ ]

0,571,76

YF3, YF4 : là hệ số dạng răng của bánh 3 và 4, chúng phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh

Số răng tương đương :

Tra bảng 6.7[1] ta có với sơ đồ HGT đồng trục, trị số của hệ số

phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng được

KFv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

12

F W W Fv

II F F

b d K

II F F

b d K

T K Kβ α

ν

Y

MPa Y

⇒ Vậy thoả mãn điều kiện độ bền uốn

2.1.6. Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy , hãm máy ) với hệ số quá tải

max 441,46 1,5 540,67( )

< [σH]max = 1260 (MPa)

•thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

•ứng suất uốn cực đại :

2.1.7. Bảng Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm

2.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH

Nhiệt luyện

Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH

] và ứng suất uốn cho phép [σF

] được xác định:

0 lim

0 lim

Y Y K K K S

σσ

σσ

K S

H

σ

và

0 lim

F

σ

Ứng suất tiếp xúc ứng với số chu kỳ cơ sở :

0 lim

0 lim

Chọn độ rắn bánh lớn : HB2 = 235

Như vậy ta có:

[σHlim1] =2.HB1+70 2.250 70 570(= + = MPa)

[σHlim 2] =2.HB2 +70 2.235 70 540(= + = MPa)

N K

N

=

FO mF FL

FE

N K

NHE,NFE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Vì tải không đổi ta có:

Do là bộ truyền dung bánh răng trụ răng nghiêng nên ta có thể lấy trung

bình hai ứng suất sơ bộ để tính toán

Ta có ứng suất tiếp xúc của bộ truyền:

[ ] [ ]

lim1 1

lim 2 2

450

1,75423

1,75

F F

F

F F

F

MPa S

MPa S

σσ

σσ

2.220 os 13

19,4( 1) 2,5.(7,839 1)

o

n t

c

a c Z

150

7,8919

t

Z u Z

Đường kính vòng chia:

1 1

1 2 2

w w

sin 66.sin(16,214 )

2,3462,5.3,14

o w

n

b m

ε

π

2.2.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng phải thỏa mãn điều kiện:

[ ]

1

2 1

2 .( 1)

ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp tra trong bảng 6.5[1] có được ZM = 274(Mpa)1/3

ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: w

2cossin 2

b H

KH β = 1,1 tra theo bảng 6.7[1] ứng với sơ đồ 5

KH α: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

a u

= 0,002.73.3,75

2207,89

= 2,89 (m/s)(trong đó δH là hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra trong bảng 6.15[1] được δH = 0,002; g0 là hệ số kể đến ảnh hưởng của các bước răng 1 và 2 , tra trong bảng 6.16 [1]được g0 = 73)

•Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép của cấp nhanh

Vậy bw2 = 66 và bw1 = 71 để đảm bảo quá trình ăn khớp

2.2.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép :

σ

Vì răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0.

Tra Bảng 6.18[1] Trị số của hệ số dạng răng ta được :

YF1= 4,08 và YF2= 3,6

Tra Bảng 6.7[1] (sơ đồ 5) Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng

trên chiều rộng vành răng được KF β= 1,22

Tra Bảng 6.14[1] Trị số hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi

răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn với bánh răng răng nghiêng KF α = 1,37

KFv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính vềuốn

σ

•Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép :

⇒

YR = 1 (phụ thuộc việc đánh bóng mặt lượn chân răng)

KxF = 1 (vì da < 400 mm)

[σF1]CX = [σF1]YRYSKxF = 257,142 1 1,0163 1 = 261,33(MPa)

[σF2]CX = [σF2]YRYSKxF = 241,71 1 1,0163 1 = 245,65(MPa)

Ta thấy [σF]CX > σF

⇒ Vậy thoả mãn điều kiện độ bền uốn

2.2.6. Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy , hãm máy ) với hệ số quá tải : Kqt = Kbd = 1,5

•ứng suất tiếp xúc cực đại :

< [σH]max = 1260 (MPa) =>thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

•ứng suất uốn cực đại :

2.2.7. Bảng các thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh

da2 395,53 mm

2.3. KIỂM TRA CÁC ĐIỀU KIỆN

2.2.2. ĐIỀU KIỆN CHẠM TRỤC

Hộp giảm tốc đồng trục không cần kiểm tra điều kiện chạm trục

2.2.3. KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN

Để giảm mất mát công suất do lực ma sát, giảm mài mòn răng , đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Đối với hộp giảm tốc đang thiết kế thì dùng phương pháp bôi trơn trong dầu : ngâm các chi tiết trong dầu chứa ở hộp ( vì vận tốc nhỏ v < 12 m/s)

2.2.3.1. Cặp bánh răng cấp chậm

•Chiều cao răng : h3 = h4 = 5,625 (mm)

•Chiều sâu ngâm dầu : l4min = (0,75 ÷2)h = (4,22 ÷ 11,25) (mm)

nhưng chiều sâu này không được nhỏ hơn 10 (mm)⇒ ta lấy l4min = 10 (mm)

Mức dầu tối thiểu : X4min =

4

2

a d

Z4 Z2

Hình 2 : Mô tả mức dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc

Để làm việc được thì mức dầu của 2 cấp phải có mức dầu chung được mô

tả như trên hình vẽ

Giả sử bộ truyền đặt ngang Ta có :

Xmin = min(X2min ,X4min) = X4min = 146,38(mm)

Xmax = max(X2max,X4max) = X2max = 177,76 (mm)

∆X = Xmin - Xmax = 146,38 -177,76 = - 31,38(mm)

⇒ Như vậy để bôi trơn co hai bộ truyền ta sử dụng vách ngăn dầu

Kiểm tra sai số vận tốc theo công thức sau:

PHẦN 3 THIẾT KẾ TRỤC

Hình 3.1 Sơ đồ bố trí bánh răng và lực tác dụng.

Do băng tải làm việc là vận tải vật liệu phía trên mặt băng bằng ực

ma sát từ vị trí này đến vị trí khác nên nhánh dây đai phía trên phải căng

Để nhánh đai phía trên căng ta phải chọn chiều quay của trục tang tạo ra lực kéo ngược lại so với lực kéo do vật liệu gây ra Chiều quay của trục được ký hiệu như trên hình vẽ Hộp giảm tốc đồng trục nên ta sẽ sử dụng

bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng để có thể tăng khả năng tải của bánh răng giảm kích thước hộp Từ chiều quay của các trục và chọn chiều

nghiêng cho một bánh ta xác định được các chiều nghiêng hợp lý như trên hình vẽ Chiều nghiêng hợp lý là chiều nghiêng của các bánh răng trên các

bộ truyền khi hoạt động sinh ra các lực dọc trục trên trục có nhiều bánh răng chịu lực dọc trục ít nhất Ở đây trục II có hai bánh răng ăn khớp ta chọn chiều nghiêng sao cho lực dọc trục trên trục là nhỏ nhất

1

3797,62( )49,467

t w

2

3621,15( )390,53

t w

10208,45( )306,76

t w

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

Dựa vào các đường kính sơ bộ đã chọn ở trên ta xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn theo bảng 10.2[1]

Bảng 3.2.1 bề rộng sơ bộ của ổ trêm các trục

Chiều dài moay ơ bánh răng: lmki =(1,2…1,5).dk

Tra bảng 10.3[1] ta được trị số các khoảng cách k1,k2,k3 và hn

Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách đến giữa các chi tiết quay: 1

k = mm

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

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

Chiều cao nắp ổ và đầu bulong : hn = 15(mm)

3.3. Tính khoảng cách trên các trục

Khoảng cách từ gối đỡ tới các chi tiết quay:

Hình 3.2 Khoảng cách giữa các chi tiết

3.4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

3.4.1. Xác định đường kính và chiều dài trục I

Trên trục I gồm có 3 chi tiết quay là : bánh răng Z1, trục động cơ và khớp nối do đó các lực tác dụng lên trục gồm lực vòng Ft1 = 3797,621 (N), lực hướng tâm

Và các phản lực liên kết tại 2 ổ chưa xác định được.

Sơ đồ các chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục

Ta có thể xác định được đường kính gần đúng của trục thong qua công thức:

M

σ

Tại D đoạn lắp bánh răng ta thấy tiết diện bên trái có momen tác dụng tổng

lớn hơn nên ta lấy thong số đó để tính toán:

Fly20 Fa2

Fa3 Fr2

B A

- Đoạn lắp bánh răng : d3 = 32mm

3.4.2. Xác định đường kính và chiều dài trục II

Trên trục II gồm 2 chi tiết quay là bánh răng Z2 và bánh răng Z3 do đó các lực tác dụng lên trục gồm: lực vòng Ft2= 3621,15 (N) , lực hướng tâm Fr2= 1429,514 (N) , lực dọc trục Fa2= 1053 (N) do bánh răng Z2 tác dụng, và cáclực do bánh răng 3 tác dụng là Ft3=10613,7 (N); Fr3= 4109,71 (N); Fa3= 2673,85(N) Và các phản lực từ gối các ổ lăn Sơ đồ các chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục :

Hình 3.4 Sơ đồ lực tác dụng lên trục 2

• Tương tự như trục I ta xác định phản lực tại các ổ lăn:

- Lấy mômen tại A ta có :

7085,91( )380

Ta có biểu đồ mômen như hình bên dưới:

Ta có mômen tổng và mômen tương đương tại các tiết diện lắp ghép sau:

Hình 3.5 Momen và đường kính trục II

Tại tiết diện bên trái B lắp bánh răng số 2 ( lớn ):

σ

⇒ [σ] = 50 (MPa) ; Mtdj là tổng mômen tương đương tại tiết diện đang tính.

- Tại B đoạn lắp bánh răng lớn: Tai đây tiết diện phía bên trái và bên phải chịu tải khác nhau vậy nên để đủ bền ta lấy tải trọng lớn hơn để tính toán Đường kính của đoạn trục:

tdj B

tdj C

tdj tg

3.4.3. Xác định đường kính và chiều dài trục III

Trên trục III gồm 2 chi tiết quay là bánh răng Z4 và khớp nối do đó các lực tác dụng lên trục gồm lực vòng Ft4= 10208,45 (N) , lực hướng tâm

Fr4= 3952,8 (N) lực dọc trục Fa4= 2571,76 (N), lực Fkn do lực không cân bằng của khớp nối gây lên tác dụng lên trục và các phản lực liên kết tại 2 ổchưa xác định được Lực từ khớp nối tác dụng lên trục III :

= (0,2÷

0,3)

2.1565771,9200

= (3131,54 ÷

4697,31) (N) Chọn Ftkn = 4000 (N)

(trong đó Dt = 200 là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi tra bảng 16.10[2])

•Sơ đồ các chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục :

Hình 3.6 Sơ đồ lực tác dụng lên trục III

• Tương tự ta xác định phản lực tại các ổ lăn: