Đồ án thiết kế hệ dẫn động cơ khí

LỜI NÓI ĐẦUTính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong các chương trình đào tạo cho sinh viên cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở cho sinh viên về kết cấ

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong các chương trình đào tạo cho sinh viên cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở cho sinh viên về kết cấu máy.Với vai trò đặc biệt quan trọng này mà tính toán thiết kế

hệ dẫn động cơ khí đã trở thành môn đồ án thứ hai trong quá trình học tập của sinh viên cơ điện tử.

Qua quá trình thực hiện đồ án đã giúp em củng cố lại những kiến thức đã học trong các môn học cơ sở, đồng thời tích lũy được kinh nghiệm tra cứu tham khảo các tài liệu có sẵn, tạo tiền đề cho việc phát triển các kĩ năng học tập thiết kế

về sau.

MỤC LỤC

Trang.

Phần A : Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền.

Chọn động cơ 3.

Phân phối tỉ số truyền 4.

Phần B: Tính toán thiết kế chi tiết máy. Thiết kế bộ truyền đai 6.

Tính bộ truyền bánh răng cơn cấp nhanh 8.

Tính bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng –cấp chậm 14.

Thiết kế trục 21.

Chọn ổ lăn 33.

Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ 37.

Bơi trơn ăn khớp 40.

Bảng dung sai lắp ghép 42.

Tài liệu tham khảo 43.

Phần A : Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền.

=0,9009

⇒Cơng suất tương đương Ptđ=Pct.β=4,256 (Kw)

Hiệu suất bộ truyền

đ brc brt ot ol

kη η η η η η

η = 3 =0,99.0,993.0,99.0,98.0,97.0,96 =0,87

Với ηk : hiệu suất khớp nối trục; ηol :hiệu suất ổ lăn; ηot :hiệu suất ổ trượt;

brt

η : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ; ηbrc :hiệu suất bộ truyền bánh răng cơn;

đ

η : hiệu suất đai truyền.

⇒Cơng suất yêu cầu của động cơ:

6 4

π .v=

4

6.10 500

π .1,05= 40,1 (v/ph)

Tỉ số truyền sơ bộ : usb=uh.ung

Chọn tỉ số truyền bộ truyền ngồi : uh=3

Tỉ số truyền bộ truyền trong: ung=10

⇒usb=30.

Vận tốc vịng sơ bộ của động cơ : nsb=30.40.1=1203 (v/ph)

Hệ số quá tải : T T mm =1,4Với các thơng số đã tính ở trên ta chọn động cơ 4A112M4Y3 cĩ:

II Phân phối tỉ số truyền.

Tỉ số truyền thực của bộ truyền u=

ct n

⇒uh=35.54

3 =11,84

Tỉ số truyền của hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp :uh=u1.u2

Chọn phân tỉ số truyền hộp giảm tốc côn trụ theo khả năng bôi trơn:

)

1(

].[

.25,2

02

01 2

K K K

K

be be

3,01(

2,1.25,2

Từ đó λk ck3=12,9.1,13=17,1

Theo đồ thị 3.21-[I] với uh=11.8 ta tìm được u1=3,3 ⇒u2=3.6 (=uh/u1).

III Tính toán các thông số

P3=

k ot ct P

η

η =0,99.0,994,725 =4.81 (Kw)

P2=

ol brt

Vậy momen xoắn trên các trục :

Phần B: Tính toán thiết kế chi tiết máy.

I.Truyền động đai hình thang

Cơng suất trên bánh đai nhỏ Pđc=5,45Kw

Số vịng quay bánh đai nhỏ n=1425 v/ph

Theo hình 4.1-[I] chọn đai thang thường tiết diện Б hoặc A

Tính tốn thơng số đai Б:

- Đường bánh đai nhỏ d1=140÷200 chọn d1=180 mm

4

.180.1425 1000.60 6.10

Tính toán bộ truyền trong :

II.Tính bộ truyền bánh răng côn cấp nhanh.

Số liệu : Công suất trên trục P1=5,17 Kw

σ =2HB+70; SH=1,1.

1

lim

o F

σ =1,8HB; SF=1,75.

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245, độ rắn bánh lớn HB2=230, khi đó

• lim 1

o H

σ

=1,8HB1=1,8.245=441 Mpa

• lim 2

o H

σ =2HB2+70=2.230+70=530 Mpa.

2

lim

o F

= 60*1*475 * * 35840 =

= 79,4*107 chu kì >NOH1

H

K S

Bộ truyền quay 1 chiều KFC=1 ta được

a Xác định chiều dài côn ngoài theo công thức.

be be

K u K

Do đó tỉ số truyền :

um= 2 1

Chiều dài côn ngoài: Re=0,5.mte 2 2

Theo bảng 6.5, hệ số ảnh hưởng vật liệu : ZM=274 Mpa1/3

Theo bảng 6.12, với x=x1+x2=0, hệ số ảnh hưởng hình dạng bề mặt răng tiếp xúc

Trong đó: hệ số ảnh hưởng sai số ăn khớp δH=0,006 (bảng 6.15)

hệ số ảnh hưởng sai lệch bước răng go=56 (bảng 6.16)

' '

H

δ δ δ

−

=2% Nên không phải chọn lại vật liệu

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

1

F

δ =2.T1.Kf.Y Y Yε .β F1/(0,85.b.mtm.dm1)

m

u d u

Như vậy độ bền uốn được bảo đảm.

e) Kiểm nghiệm về độ bền quá tải.

Với Kqt=1,8

δ Hmax=δ H.Kqt1/2=448,1.1,81/2=601,2 Mpa

⇒δ Hmax<[δ H]max=1260 Mpa.

δ F1max=δ F1.Kqt=91,47.1,8=164,6<[δ F1]max=464 Mpa

δ F2max=δ F2.Kqt=94,06.1,8=169,308<[δ F2]max=360 Mpa

Chiều cao đầu răng ngoài hae1=3(1+1.0,28)=3,84 mm;

hae2=2.1.3-3,84=2,16 mmChiều cao chân răng ngoài hfe1=he-hae1=6,6-3,84=2,76mm;

hfe2=he-hae2=6,6-2,16=4,44mmĐường kính đỉnh răng ngoài dae1=de1+2.hae1.cos

δ1=95,12+2.3,84.0,944=102.37 mm; dae2=319.6 mm

σ =2HB+70; SH=1,1.

1

lim

o F

σ =1,8HB; SF=1,75.

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=200, độ rắn bánh lớn HB2=185, khi đó

• lim 1

o H

σ =2HB1+70=2.200+70=470 Mpa.

1

lim

o F

σ =1,8HB1=1,8.200=360 Mpa.

• lim 2

o H

σ =2HB2+70=2.185+70=440 Mpa.

2

lim

o F

NHE1 = 60c niti =

=

= 26.4*107 chu kì chu kì

H

K S

= 22,6*107 chu kì >NFO1=4.106 do đó KFL1=1

Tương tự NFE2=NFE1/u=6,8.107>NFO2 ⇒ KFL2=1.

Bộ truyền quay 1 chiều KFC=1 ta được

σ

T K u

Số răng bánh lớn : z2=u.z1=3,56.32=113,92 răng

Do đó ZH= b

w

2 os sin 2 t

c β

α =

2 os(12,42) sin(2.20,571)

ZR=0,95, với da<700 mm, KXH=1 Vậy:

[δH]’=[δH].Zv.ZR.KXH=437,65.1.0,95.1=415,77Mpa.

Như vậy :

• δH>[δH]’ nhưng không nhiều

Nên giảm chiều rộng răng bw=67,5

2

422, 6 415,77

F

δ =2.T1.KF.Y Y Yε .β F1/(bw.m.dm1)

Theo bảng 6.7, KFβ=1,02; theo bảng 6.14, v<2,5 m/s và cấp chính xác 9 suy

ra KHα=1,37

Tra bảng 6.21-T 143 -[I] được KFβ=1,38

1

m

u d u

Tương tự [σF2]=[σF2].YR.Ys.KXF=190.1.1,003.1=190,57 MPa

Thay các giá trị vừa tính được vào ta có:

δ F1=2.300378.0,587.0,899.3,72/(67,5.108,29.3) =60,95 Mpa<[σF1]

δ F2=δ F2.3,72/3,60=58,986 Mpa<[σF2]Như vậy độ bền uốn được bảo đảm

e) Kiểm nghiệm về độ bền quá tải.

Với Kqt=1,4

δ H1max=δ H.Kqt1/2=415,77.1,41/2=491,9 Mpa

⇒δ Hmax<[δ H]max=1260 Mpa.

δ F1max=δ F1.Kqt1/2=60,82.1,41/2=71,9<[δ F1]max=320 Mpa

δ F2max=δ F2.Kqt1/2=58,86.1,41/2=69,6<[δ F2]max=272 Mpa

Độ bền quá tải được thỏa mãn

Kết luận:

Các thông số và kích thước bộ truyền

Điều kiện bôi trơn:

Mức dầu bôi trơn thấp nhất tính từ tâm thỏa mãn điều kiện ngập hết bề rộng bánh răng côn được tính như sau:

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC:

1 Sơ đồ đặt lực chung:

Sơ

đồ

tính khoảng cách:

2 Chọn vật liệu:

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có σ =b 600 MPa,

ứng suất xoắn cho phép [ ]=15 25 MPaτ ÷ .

Trang 21Tải bản FULL (file word 43 trang): bit.ly/2M61PNG

+ Bánh răng trụ: l m22 ≥ (1,2÷1,5)d 2 = 54÷67,5 = 68 mm

l m31 ≥ (1,2÷1,5)d 3 = 78÷97.5 = 80 mm + Khớp nối đàn hồi: l m32 ≥ (1,4÷2,5)d 3 = 91÷162.5 = 130 mm

- Bảng 10.3 10.4

189 191 , hình vẽ

10.10[1]

=18+15+1/2(130+31)=114 mm

5 Xác định trị số và chiều các lực của chi tiết quay tác dụng lên trục:

Chiều của các lực như hình vẽ trên sơ đồ đặt lực chung trong phần IV.1.

trục:

∑ = 0 F yđ l 12 – F y11 l 11 + F r11 l 13 – F a11 d m1 /2 = 0

⇒F y10 – F y11 = F yđ – F r11 = 198,1 – 870 = - 672 N

F y11 = (F yđ l 12 + F r11 l 13 – F a11 d m1 /2)/l 11 =

= (198,1.69+870.155-260.42)/100 = 1376 N

⇒F y11 = 1376 N ; F x11 = 3629 N

F y10 = 2048 N ; F x10 = -192 N : có chiều ngược chiều đã chọn.