Đồ Án Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí

Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động GVHD: Dương Đăng Danh.
SVTH: Trần Xuân Tây.
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.
Trang 1

MỤC LỤC
Trang.
Phaàn A: Choïn ñoäng cô vaø phaân phoái tæ soá truyeàn.
Choïn ñoäng cô....................................................................................3.
Phaân phoái tæ soá truyeàn......................................................................4.
Phaàn B: Tính toaùn thieát keá chi tieát maùy.
Thieát keá boä truyeàn đai..........................................................................6.
Tính bộ truyền bánh răng côn cấp nhanh.............................................8.
Tính bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng –cấp chậm.....................14.
Thiết kế trục................................................................................... 21.
Choïn oå laên ......................................................................................33.
Thieát keá voû hoäp và các chi tieát phụ...................................................37.
Bôi trơn ăn khớp .................................................................................40.
Baûng dung sai laép gheùp..................................................................42.
Taøi lieäu tham khaûo.........................................................................43.
Trang 2

Phaàn A: Choïn ñoäng cô vaø phaân phoái tæ soá truyeàn.
I. Chọn động cơ.
Công suất công tác của bộ truyền
Pct=
1000
.vF
=
4500.1,05
1000
=4,725 (Kw)
Hệ số tải tương đương:
β
=
=
2 2
1 .36 0,8 .30
36 30
+
+
=0,9009
⇒ Công suất tương đương Ptđ=Pct.
β =4,256 (Kw)
Hiệu suất bộ truyền
đbrcbrtotolk ηηηηηηη ..... 3
=
=0,99.0,993
.0,99.0,98.0,97.0,96
=0,87
Với kη : hiệu suất khớp nối trục; olη :hiệu suất ổ lăn; otη :hiệu suất ổ trượt;
brtη : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ; brcη :hiệu suất bộ truyền bánh răng côn;
đη : hiệu suất đai truyền.
⇒ Công suất yêu cầu của động cơ:
Pyc=
4,257
0,87
tđP
η
= =4,89(Kw)
Số vòng quay trên trục công tác
Nct=
D.
10.6 4
π
.v=
4
6.10
.500π
.1,05= 40,1 (v/ph)
Tỉ số truyền sơ bộ : usb=uh.ung
Chọn tỉ số truyền bộ truyền ngoài : uh=3
Tỉ số truyền bộ truyền trong: ung=10.
⇒ usb=30.
Vận tốc vòng sơ bộ của động cơ : nsb=30.40.1=1203 (v/ph).
Hệ số quá tải : T
Tmm
=1,4
Với các thông số đã tính ở trên ta chọn động cơ 4A112M4Y3 có:
- Công suất P=5,5 Kw
- Số vòng quay n=1425 v/ph
- Hệ số quá tải
T
Tk
=2,0.
Trang 3

II. Phân phối tỉ số truyền.
Tỉ số truyền thực của bộ truyền u=
ctn
n
=
46
1425
= 35,54
Với ung=3 (chọn tỉ số truyền đai)
⇒ 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:
Chọn Kbe=0,3; 2bdψ =1,2;
[K01]=[K02] và
ck =
21
22
e
w
d
d
=1,1. Ta có
kλ =
].[).1(
].[.25,2
02
012
KKK
K
bebe
bd
−
ψ
=
3,0).3,01(
2,1.25,2
−
=12,9.
Từ đó
3
. kk cλ =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
Công suất : Pct=4,725 Kw.
Số vòng quay: n=1425 v/ph.
⇒ số vòng quay trên các trục
n1=
đu
n
=
1425
3
=475 (v/ph)
n2=
1
1
u
n
=
475
3,3
= 158,33 (v/ph)
n3=
2
2
u
n
=
158,33
3.56
= 44.47 (v/ph)
nct=n3.
Công suất động cơ trên các trục :
P3=
kot
ctP
ηη .
=
4,725
0,99.0,99
=4.81 (Kw)
P2=
olbrt
P
ηη .
3
=
4,81
0,98.0,99
=4.98 (Kw)
P1=
olbrc
P
ηη .
2
=
4.98
0,97.0,99
=5,17 (Kw)
P’
đc=
olđ
P
ηη .
1
=
5,17
0,95.0,99
=5,45(Kw)
Trang 4

Vậy momen xoắn trên các trục :
T’
đc=9,55.106
.(Pđc/n)=9,55.106
.(
5,45
1425
)=36524,6 (Nmm)
T1=9,55.106
.(P1/n1)=9,55.106
.(
5,17
475
)=103944,2 (Nmm)
T2=9,55.106
.(P2/n2)=9,55.106
.(
4,98
158,33
)=300378,9 (Nmm)
T3=9,55.106
.(P3/n3)=9,55.106
.(
4,81
44,5
)=1032258,4 (Nmm)
Tct=9,55.106
.(Pct/nct)=9,55.106
.(
4,72
44.5
)=1010672.6 (Nmm)
Ta có bảng số liệu :
Trục
Thông số
Động cơ 1 2 3 Công tác
Công suất
P(Kw) 5,45 5,17 4,98 4,81 4,72
Tỉ số truyền u 3 3,3 3.6 1
Số vòng quay
n(v/ph) 1425 475 158,3 44,6 44,6
Mômen xoắn
T(Nmm) 36524 103944 300378 1032258 1010672
Trang 5

Phaàn B: Tính toaùn thieát keá chi tieát maùy.
I.Truyền động đai hình thang
Công suất trên bánh đai nhỏ Pđc=5,45Kw
Số vòng quay bánh đai nhỏ n=1425 v/ph
Theo hình 4.1-[I] chọn đai thang thường tiết diện Б hoặc A
Tính toán thông số đai Б:
- Đường bánh đai nhỏ d1=140÷200 chọn d1=180 mm
- Vận tốc đai v= 1 1
4
. . .180.1425
1000.60 6.10
d nπ π
= =13.43(m/s)
- Đường kính bánh đai lớn d2=d1.u.(1-ε)
Trong đó hệ số trượt :
ε=0,01; u=3 ⇒ d2=180.3.(1-0,01)=536,6 mm
Chọn d2=560 mm theo tiêu chuẩn.
Tỉ số truyền ung=d1/d2=550/180=3,05
Sai số
3,05 3
3
−
=0,32% < 4%
- Khoảng cách trục a:
Chọn theo bảng 4.14-[I] với u≈3
⇒ a/d2=1 ⇒ a=560 mm.
Đk 0,55.(d1+d2)≤ a≤ 2.(d1+d2)
⇒ 417,5≤ a≤ 1480 thỏa mãn.
- Chiều dài l:
Theo công thức 4.4-[I] ta có:
l=2a+
( )1 2.
2
d dπ +
+ ( )
2
2 1
4.
d d
a
−
=2.560+
( ). 550 180
2
π +
+ ( )
2
550 180
4.560
−
=2346,8 mm.
Chọn theo tiêu chuẩn l=2360 mm.
- Tính lại khoảng cách trục a:
a= ( )2 21
. 8.
4
λ λ+ − ∆
trong đó
( )1 2.
2
d d
l
π
λ
+
= −
=2360-
( ). 560 180
2
π +
=1197,6
2 1
2
d d−
∆ = =
560 180
2
−
=190
Trang 6

→a= ( )2 21
. 1197,6 1197,6 8.190
4
+ −
=567 mm.
i= v/l=13,43/2,36=5,69<10.
Góc ôm 1α =180-57.(d2-d1)/a=180-57.(550-180)/567
=142o
>120o
.
- Số đai:
Z=
1
0
.
[P ].C . . .
d
l u z
P K
C C Cα
Hệ số tải trọng động Kđ=1,2
Hệ số Cα =0,886 (α =1420
)
Hệ số chiều dài đai: Cl=1 (l/lo=1,05).
Với u=3⇒ Cu=1,14
Công suất cho phép [P]=4,61 (Kw).
⇒ z=
5,45.1,2
4,61.0,886.1.1,14.1,05
=1,46
⇒ lấy z=2.
- Từ đó ta có chiều rộng bánh đai B=(z-1).t+2e.
Đai Γ có t=19; e=12,5 ⇒ B=1.19+2.12,5=44 mm
Đường kính ngoài bánh đai da=d+2.ho=180+2.4,2
=188,4 mm.
- Lực căng đai ban đầu:
Fo=780.P1.Kđ/v.Cα .z + Fv.
Lực căng do lực li tâm Fv=qm.v2
với qm=0,178
v = 13,43
⇒ Fv=32,1 N.
⇒ Fo=
780.4,51.1,2
13,43.0,886.2
+32,1=209,5 N.
Lực tác dụng lên trục :
Fr=2Fo.sin( 1
2
α
)=2.209,5.sin(
140
2
o
).
=396,2 N.
Trang 7

Tính toán bộ truyền trong :
II.Tính bộ truyền bánh răng côn cấp nhanh.
Số liệu : Công suất trên trục P1=5,17 Kw.
Số vòng quay n1=475v/ph.
Tỉ số truyền u1=3,3
1.Chọn vật liệu
Theo bảng 6.1-T92-[I]
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có
1bσ =850 Mpa; 1chσ =580 Mpa.
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có
1bσ =750 Mpa; 1chσ =450 Mpa.
2. Xác định ứng suất cho phép.
Theo bảng 6.2-T94-[I] với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB180…350
1lim
o
Hσ =2HB+70; SH=1,1.
1lim
o
Fσ =1,8HB; SF=1,75.
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245, độ rắn bánh lớn HB2=230, khi đó
• 1lim
o
Hσ =2HB1+70=2.245+70=560 Mpa.
1lim
o
Fσ
=1,8HB1=1,8.245=441 Mpa.
• 2lim
o
Hσ =2HB2+70=2.230+70=530 Mpa.
2lim
o
Fσ =1,8HB2=1,8.230=414 Mpa.
Theo công thức: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở:
NHO=30.
2,4
HBH do đó:
NHO1=30.2452,4
=1,6.107
;NHO2=30.2302,4
=1,39.107
Theo công thức: sốchu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở:
NHO=30.HHB
2,4
do đó:
NHO1=30.2452,4
=1,6.107
; NHO2=30.2302,4
=1,39.107
Tuổi thọ: Lh = 8*280*8*2 = 35840giờ
mH = 6
NHE1 = 60c niti =
Trang 8

= 60*1*475 * * 35840 =
= 79,4*107
chu kì >NOH1
Do đó KHL1=1.
NHE2 = = = 24*107
chu kì >NOH2
Do đó KHL2=1.
Như vậy. [ Hσ ]=
0
lim. HL
H
H
K
S
σ
[ Hσ ]1=560.
1
1,1
=509 Mpa.
[ Hσ ]1=530.
1
1,1
=481,8 Mpa.
Để tính bộ truyền răng côn răng thẳng ta lấy [ Hσ ]1=[ Hσ ]2=481,8Mpa.
Lại có: NFE1 = 60c niti =
= 60*1*475* * 35840
= 67,8*107
chu kì >NFO1=4.106
do đó KFL1=1
Tương tự NFE2=NFE1/u=20,3.107
>NFO2 ⇒ KFL2=1.
Bộ truyền quay 1 chiều KFC=1 ta được
[ Fσ ]=
0
lim. . FC
F FL
F
K
K
S
σ
⇒ [ 1Fσ ]=441.1.1/1,75=252 Mpa.
[ 2Fσ ]=414.1.1/1,75=236,5 Mpa.
Ứng suất quá tải cho phép:
[ Hσ ]max=2,8. 2chσ =2,8450=1260 Mpa.
[ 1Fσ ]max=0,8. 1chσ =0,8.580=464 Mpa.
[ 2Fσ ]max=0,8. 2chσ =0,8.450=360 Mpa.
3. Tính toán thông số bộ truyền răng côn cấp nhanh.
Trang 9

a. Xác định chiều dài côn ngoài theo công thức.
Re=KR.
[ ]
22 3
1 be be1. . /[(1-K ).K . .H Hu T K uβ σ+
Với bộ truyền côn răng thẳng bằng thép.
→hệ số phụ thuộc vật
liệu bánh răng và loại răng
KR=0,5.Kd=0,5.100=50Mpa1/3
Chọn hệ số chiều rộng vành răng Kbe=0,25
Theo bảng 6.21 với :
1.
2
be
be
K u
K−
=
0,25.3,34
2 0,25−
=0,477
Trục bánh răng côn lắp trên ổ bi (sơ đồ I) HB<350 tra được hế số phân bố không
đềutải trọng HK β =1,19 ; momen xoắn trên trục 1 :T1=103944 Nmm.
Do đó: Re=50.
2 23
3,3 1. 103944.1,19 /[(1-0,25).0,25.3,3.481,8+
=164,03 mm.
b. Xác định các thông số ăn khớp:
- Số răng bánh nhỏ:
de1= 2
2.Re
1 u+
=
2
2.164,03
1 3,3+
=95,12 mm
Theo bảng 6.22-[I] ta được: z1p=19. do HB<350
Z1=1,6.z1p=1,6.19=30,4⇒ z1=30 răng.
Đường kính trung bình và mođun trung bình
dm1=(1-0,5.Kbe)de1 =(1-0,5.0,25)95,13=83,39
mtm=dm1/z1=83,39/30=2,78 mm.
Theo bảng 6.8-[I] lấy trị số tiêu chuẩn mte=3,0 với mte tính toán:
mte =
1 0,5.
tm
be
m
K−
=
2,78
1 0,5.0,25−
=3,177 mm.
do đó mtm=mte.(1-0,5.Kbe)=2,625 mm.
⇒ z1=
1m
tm
d
m
=
83,39
2,625
=31,76. Lấy z1=32 răng.
Số răng bánh lớn z2=u.z1=3,3.32=105,88. Lấy z2=106 răng.
Trang 10

Do đó tỉ số truyền :
um=
2
1
z
z
=
106
32
=3,313.
Góc côn chia :
1δ =arctg(
1
2
z
z
)=arctg(
32
106
)=16,6500
=16o
39’0,38”.
2δ =90o
- 2δ =73,349o
=73o
20’59,62”.
Theo bảng 6.20 với z1=32 chọn hệ số dịch chỉnh
• X1=0,28 mm
• X2=0,28 mm
Đường kính trung bình của bánh nhỏ dm1=z1.mtm=32.2,625=84 mm.
Chiều dài côn ngoài: Re=0,5.mte. 2 2
1 2z z+ =0,5.3. 2 2
32 106+ =166,08 mm.
c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Ta có: Hσ =
2
1
1
2 . . 1. .
.
0,85. .
H mM H
m m
T K uZ Z Z
d b u
ε
+
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
ZH=1,76.
Và : αε =1,88-3,2(
1 2
1 1
Z Z
+ )=1,88-3,2(
1 1
32 106
+ )=1,75.
⇒ Zε =
4
3
αε−
=
4 1,75
3
−
=0,866.
Theo công thức : KH= . .H HK Kβ α KHV
Với bánh răng côn răng thẳng, hệ số phân bố tải trọng không đều HK α =1.
n1=475 v/ph nên tốc độ vòng
v= 1 1
4
. .
6.10
md nπ
= 4
.83,39.475
6.10
π
=2,06(m/s).
Theo bảng 6.13-T106.[I] chọn cấp chính xác 8.
Có Hυ = 0. .H gδ v. 1md .
1u
u
+
=0,006.56.2,06.
83,39(3,313 1)
3,316
+
=6,99
Trang 11

Trong đó: hệ số ảnh hưởng sai số ăn khớp Hδ =0,006 (bảng 6.15)
hệ số ảnh hưởng sai lệch bước răng go=56 (bảng 6.16)
Hệ số tải trọng động :
Hv=1+
1
1
. .
2. . .
H m
H H
b d
T K Kα β
υ
=1+
6,99.41,88.84
2.103944.1,19.1,0
=1,098.
Trong đó b=Kbe.Re=0,25.166,08=41,52
Do đó KH=1,19.1.1,098=1,31.
Vậy
2
274.1,76.0,866 2.103944.1,31. 3,3 1
.
84 0,85.41,88.3,3
Hδ
+
=
=448,1 Mpa.
Mặt khác, ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ Hδ ]’=[ Hδ
].Zv.ZR.KXH=481,8.1.0,95.1=457,7 Mpa.
Trong đó v< 5 m/s ⇒ Zv=1; Ra=2,5…1,25 mµ ; da<700; KXH=1.
Như vậy :
• Hδ <[ Hδ ]’
•
[ ]
[ ]
'
'
H H
H
δ δ
δ
−
=2%. Nên không phải chọn lại vật liệu.
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
1Fδ =2.T1.Kf. 1. . FY Y Yε β /
(0,85.b.mtm.dm1)
Với Kbe=
Re
b
=
41,88
167,52
=0,25
Tí số
.
2
be
be
K u
K−
=
0,25.3,3
2 0,25−
=0,47
Tra bảng 6.21-T143 -[I] được KFβ=1,38.
Có υF=δF.go.v. 1
1
.m
u
d
u
+
=0,016.56.2.
(3,3 1)
84.
3,3
+
=18,72
Trong đó: δF=0,016(bảng 6.15), go=56(bảng 6.16), do đó
Trang 12

KFv=1+
1
1
. .
2. . .
F m
F F
b d
T K Kα β
υ
=1+
18,72.41,88.84
2.103944.1.1,38
=1,22
Do đó: KF=KFβ.KFα.KFv=1,38.1.1,22=1,684.
Với răng thẳng Yβ=1, với εα=1,75, Yε=1/ εα=0,571
Với Zv1=Z1/cos δ1=32/0,9581=33,4
Zv2= Z2/cos δ2=107/0,2865=372,4. x1=0,28; x2=-0,28
Tra bảng 6.18 được YF1=3,53; YF2=3,63.
Thay các giá trị vừa tính được vào ta có:
δF1=2.105764.0,571.1.1,684.3,53/0,85.41,88.84.2,625 =91,74 Mpa.
δF2=δF2.3,62/3,53=94,06 Mpa.
Như vậy độ bền uốn được bảo đảm.
e) Kiểm nghiệm về độ bền quá tải.
Với Kqt=1,8
δHmax=δH.Kqt
1/2
=448,1.1,81/2
=601,2 Mpa
⇒ δHmax<[δ H]max=1260 Mpa.
δF1max=δF1.Kqt=91,47.1,8=164,6<[δ F1]max=464 Mpa.
δF2max=δF2.Kqt=94,06.1,8=169,308<[δ F2]max=360 Mpa.
Kết luận:
Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn:
Chiều dài côn ngoài Re=166,08 mm
Modun vòng ngoài mte=3 mm
Chiều rộng vành răng bw=41,52 mm
Tỉ số truyền u1=3,3
Góc nghiêng răng β=0
Số răng bánh răng z1=32
z2=106
Hệ số dịch chỉnh chiều cao x1=0.28
x2=-0.28
Đường kính chia ngoài de1=95,12mm
de2=318 mm
Góc côn chia δ1=16o
39’0,38’’ ; δ2=73o
20’12”
Chiều cao răng ngoài he=2.3.1+0,2.3=6,6 mm
Chiều cao đầu răng ngoài hae1=3(1+1.0,28)=3,84 mm;
Trang 13

hae2=2.1.3-3,84=2,16 mm
Chiều cao chân răng ngoài hfe1=he-hae1=6,6-3,84=2,76mm;
hfe2=he-hae2=6,6-2,16=4,44mm
Đường kính đỉnh răng ngoài dae1=de1+2.hae1.cos
δ1=95,12+2.3,84.0,944=102.37
mm; dae2=319.6 mm
III.Tính bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng –cấp chậm.
Số liệu:
Công suất trên trục P2=4,98 Kw
Số vòng quay: n2=158,3 v/ph
Tỉ số truyền : u2=3,57
1.Chọn vật liệu
Bánh nhỏ: thép 40 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…228 có
1bσ =700 Mpa; 1chσ =400 Mpa.
Bánh lớn: thép 45 thường hóa đạt độ rắn HB170…217 có
1bσ =600 Mpa; 1chσ =340 Mpa.
2. Xác định ứng suất cho phép.
1lim
o
Hσ =2HB+70; SH=1,1.
1lim
o
Fσ =1,8HB; SF=1,75.
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=200, độ rắn bánh lớn HB2=185, khi đó
• 1lim
o
Hσ =2HB1+70=2.200+70=470 Mpa.
1lim
o
Fσ =1,8HB1=1,8.200=360 Mpa.
• 2lim
o
Hσ =2HB2+70=2.185+70=440 Mpa.
2lim
o
Fσ =1,8HB2=1,8.185=333 Mpa.
Theo công thức: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở:
NHO=30.
2,4
HBH do đó:
NHO1=30.2002,4
=9,99.107
;NHO2=30.1852,4
=8,29.107
Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương(đối với thép)
Trang 14

NHE1 = 60c niti =
= 60*1*158.3 * * 35840
=
= 26.4*107
chu kì chu kì
Do đó KHL1=1.
NHE2=60.
3 3 3137,6 3 5 3
.20000. 1,4 . 1 . 0,7 .
2,29 3600.8 8 8
 
+ + ÷
 
=3,00.107
<NHO2.
⇒ KHL2= HO
HE
N
N
=1,12.
Như vậy. [ Hσ ]=
0
lim. HL
H
H
K
S
σ
[ Hσ ]1=470.
1
1,1
=427,3 Mpa.
[ Hσ ]2=440.
1,12
1,1
=448 Mpa.
Do cấp chậm sử dụng răng nghiêng.
[σ]=1/2.([σH1]+[σH2])=437,65 MPa <1,25[σH2]
Mặt khác NFE1 = 60c niti =
= 60*1*158,3* * 35840
= 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
[ Fσ ]=
0
lim. . FC
F FL
F
K
K
S
σ
Trang 15

⇒ [ 1Fσ ]=360.1.1/1,75=205,7 Mpa.
[ 2Fσ ]=333.1.1/1,75=190 Mpa.
Ứng suất quá tải cho phép:
[ Hσ ]max=2,8. 2chσ =2,8.400=1120 Mpa.
[ 1Fσ ]max=0,8. 1chσ =0,8.400=320 Mpa.
[ 2Fσ ]max=0,8. 2chσ =0,8.340=272 Mpa.
3. Tính toán thông số bộ truyền răng côn cấp nhanh.
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
aw1=43(u1+1)
[ ]
1
3 2
1
.
. .
H
H ba
T K
u
β
σ ψ
Trong đó theo bảng 6.6 chọn ψba=0,3.
Ψbd=0,5. ψba(u1+1)=0,5.0,3.(2,99+1)=0,598.
Do đó theo bảng 6.7 →HHβ=1,03. (Theo sơ đồ 5)
T1=335915 Nmm.
⇒ aw1=43(2,99+1) 3
2
300378.1,03
437,7 .3,56.0,3
=225 mm
Lấy aw1=225 mm.
b.Xác định các thông số ăn khớp
Theo công thức m=(0,01÷0,02)aw1=2,25÷4,5 mm
Theo bảng 6.8 chọn modun pháp m=3 mm
Chọn sơ bộ β=10o
, do đó cos β=0,9848⇒ số răng bánh nhỏ:
Z1=2aw.cosβ/[m(u+1)]
=2.225.0,9848/[3(3.56+1)]=32,39
Lấy z1=32 răng
Số răng bánh lớn : z2=u.z1=3,56.32=113,92 răng
Lấy z2=113 răng.
Do đó tỉ số truyền thực um=z2/z1=3,53.
Cosβ=
1 2
w
.( )
2.a
m z z+
=
3(115 32)
2.225
+
=0,9799.
Suy ra: β=110
30’
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Ta có: Hσ =
2
1
1 w
2 . . 1. .
.
.
HM H
m
T K uZ Z Z
d b u
ε
+
Theo bảng 6.5, hệ số ảnh hưởng vật liệu : ZM=274 Mpa1/3
.
tg βb=cos αt.tg β=cos (20,751).tg (13.26)=0,22.
Với αt=αtw=arctg(tgα/cos β)=arctg(tg 20o
/0,9698)=20,571.
⇒ βb=12,42o
Trang 16

Do đó ZH= b
w
2. os
sin 2 t
c β
α
=
2. os(12,42)
sin(2.20,571)
c
= 2,96 =1,720
εβ= w .sin 67,5.sin(11,26)
. .3
b
m
β
π π
= =1,640.
Trong đó bw=ψba.aw=0,3.215=67,5
⇒ Zε=
1 1
1,75αε
= =0,755
Với εα=[1,88-3,2(1/z1+1/z2)]cos β=[1,88-3,2(1/32+1/113)].0,9698
=1,75
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
dw1=2.aw/(um+1)=2.225/(3.53+1)=99.33 mm
mặt khác: v= w1 1
4 4
. . .99,33.158,3
6.10 6.10
d nπ π
= =0,82 m/s
Theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9
Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và v<2,5 m/s có KHα=1,13
Theo 6.42-[I] υH=δH.go.v. w
u
a
=0,002.73.0,82.
225
3.53
=0,955.
Trong đó theo bảng 6.15 δH=0,002.
Theo bảng 6.16 go=73.
⇒ KHv=1+
w 1
1
. .
2. . .
H m
H H
b d
T K Kα β
υ
=1+
0,955.67,5.108,29
2.300378.1,03.1,13
=1,009.
Do đó KH=KHβ.KHα.KHv=1,03.1,13.1,008=1,173.
Vậy ứng suất tiếp xúc
274.1,720.0,766 2.300378.(3.53 1)
.
108,29 64,5.3,53
Hδ
+
= =422,6 Mpa.
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
Do v=0,82 m/s<5 m/s nên Zv=1, với cấp chính xác động học 9, chọn cấp chính
xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra=2,5μm …1,25μm do đó
ZR=0,95, với da<700 mm, KXH=1. Vậy:
[ Hδ ]’=[ Hδ ].Zv.ZR.KXH=437,65.1.0,95.1=415,77Mpa.
Như vậy :
• Hδ >[ Hδ ]’ nhưng không nhiều
Nên giảm chiều rộng răng bw=67,5.
2
422,6
415,77
 
 ÷
 
=69.7 mm
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Trang 17

1Fδ =2.T1.KF. 1. . FY Y Yε β /
(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-T143 -[I] được KFβ=1,38.
Có υF=δF.go.v. 1
1
.m
u
d
u
+
=0,006.73.0,82.
225
3.53
=2.86.
Trong đó: δF=0,006(bảng 6.15), go=73(bảng 6.16), do đó
KFv=1+
w 1
1
. .
2. . .
F m
F F
b d
T K Kα β
υ
=1+
2,91.67,6.108,29
2.300378.1,08.1,37
=1,02.
Do đó: KF=KFβ.KFα.KFv=1,08.1,37.1,02=1,509.
Với εα=1,705⇒ Yε=1/εα=0,587, với β=14,125o ⇒ Yβ=1-β/140=0,899.
Với Zv1=Z1/cos 3
β=35/(0,9698)3
=38
Zv2= Z2/cos3
β=104/(0,9698)3
=114.
Tra bảng 6.18 được YF1=3,72; YF2=3,60.
Với m=3 mm,Ys=1,08-0,0695.ln(3)=1,003.
YR=1(bánh răng phay), KXF=1(da<700 mm).
Do đó [σF1]=[σF1].YR.Ys.KXF=205,7.1.1,003.1=206,3MPa.
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:
δF1=2.300378.0,587.0,899.3,72/(67,5.108,29.3)
=60,95 Mpa<[σF1]
δF2=δF2.3,72/3,60=58,986 Mpa<[σF2]
Như vậy độ bền uốn được bảo đảm.
e) Kiểm nghiệm về độ bền quá tải.
Với Kqt=1,4
δH1max=δH.Kqt
1/2
=415,77.1,41/2
=491,9 Mpa
⇒ δHmax<[δ H]max=1260 Mpa.
δF1max=δF1.Kqt
1/2
=60,82.1,41/2
=71,9<[δ F1]max=320 Mpa.
δF2max=δF2.Kqt
1/2
=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
Trang 18

 Khoảng cách trục aw=225 mm
 Mođun pháp m=3,0 mm
 Chiều rộng vành răng bw=67,5 mm
 Tỉ số truyền u2=3.53
 Góc nghiêng răng β=13o
15’41”
 Số răng bánh răng z1=32, z2=113
 Răng không dịch chỉnh
Các kích thước khác
• d1=m.z1/cos β=3.32/cos 11,5o
=97,96 mm
• d2= m.z1/cos β=3.113/cos 11.5o
=352,04 mm
• da1=d1+2.m=103.96 mm
• da2=d2+2.m=358.04 mm
• df1=d1-2,5.m=90,1 mm
• df2=d2-2,5.m=344.54 mm
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:
e2
ax 2
319.6
sin 41.52sin73,3 120,6
2 2
a
m
d
H b δ= − = − =o
mm
Khi đó độ ngập của bánh răng trụ nghiêng lớn sẽ là:
e4 e4
ax
d 329 d
120,6 58.4 59,6
2 2 6
a a
mH− = − = < = (mm)
Vậy điều kiện bôi trơn ngâm dầu được thỏa mãn.
Trang 19

IV. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC:
1. Sơ đồ đặt lực chung:
Trang 20

Sơ
đồ
tính khoảng cách:
2. Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có 600b MPaσ = ,
ứng suất xoắn cho phép τ ÷[ ]=15 25 MPa .
Trang 21
Tải bản FULL (file word 43 trang): bit.ly/2M61PNG
Dự phòng: fb.com/TaiHo123doc.net

τ1[ ]=20
τ[ ]=22
τ[ ]=25
3. Xác định sơ bộ đường kính trục:
- CT
10.9
[1]
188
, đường kính của trục thứ k, k = 1,2,3:
dk = τ3
kT /0,2[ ]
- T1 = 105764 Nmm ; T2 = 335915 Nmm ; T3 = 965380 Nmm ;
⇒ d1 = 30mm ; d2 = 45 mm ; d3 = 60 mm ;
- Bánh đai được lắp trên đầu vào của trục I nên không cần quan tâm đến đường kính trục động
cơ điện.
4. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ & điểm đặt lực:
- Từ dk và bảng
10.2
[1]
189
⇒chiều rộng b0 của ổ lăn:
d1 = 35 ⇒ b0 = 21
d2 = 45 ⇒ b0 = 25
d3 = 60 ⇒ b0 = 33.
- CT
10.12; 10.10
[1]
189
⇒chiều dài mayơ của:
+ BR côn: lm13 ≥ (1,2÷1,4)d1 = 42÷49 = 45 mm
lm23 ≥ (1,2÷1,4)d2 = 54÷63 = 54 mm
+ Bánh đai: lm12 ≥ (1,2÷1,5)d1 = 42÷52,5 = 50 mm
+ Bánh răng trụ: lm22 ≥ (1,2÷1,5)d2 = 54÷67,5 = 68 mm
lm31 ≥ (1,2÷1,5)d3 = 78÷97.5 = 80 mm
+ Khớp nối đàn hồi: lm32 ≥ (1,4÷2,5)d3 = 91 ÷162.5 = 130 mm
- Bảng
10.3 10.4
, [1]
189 191
, hình vẽ
10.10
[1]
193
ta tính được lki :
l12 = lc12 = 0,5(lm12 + b0) + k3 + hn
= 0,5(50+21)+15+18
= 69 mm ;
l11 = (2,5…3)d1 = (2,5…3).35 = 87,5…105 = 100 mm ;
l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5(b0 – b13cos 1δ )
= 100+10+10+45+1/2.(21 – 41,88cos16,650
) =155 mm ;
l22 = 0,5(lm22 + b0) + k1 + k2 = 0,5(68+25)+10+10 = 67 mm ;
l23 = l22 + 0,5(lm22 + b13cos 2δ ) + k1 =
= 67 + 0,5(68+41,88cos73,350
) + 10 = 116 mm ;
l21 = lm22 + lm23 + b0 + 3k1 + 2k2 = 68+54+25+3.10+2.10 = 197 mm ;
l32=67 mm
l31=197 mm
l33=hn+k3+1/2(lm32+bo)
Trang 22Tải bản FULL (file word 43 trang): bit.ly/2M61PNG
Dự phòng: fb.com/TaiHo123doc.net

=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.
ta phải tính các lực Fa, Ft, Fr, Fk, Fđ ;
Phần tính toán đai ta đã tính được Fđ = 396,2 N, đồng thời đã có góc nghiêng đường nối tâm
của bộ truyền ngoài là 300
.
⇒ F
ur
đ = F
ur
đx + F
ur
đy
⇒ Fyđ = Fđsin300
= 396,2.0,5 = 198,1 N ;
Fxđ = Fđcos300
= 343 N.
Các lực khác: Theo CT
10.3; 10.1
[1]
184
:
Bánh răng côn :
Ft11 = Ft21 = 2T1/dm1 = 2.103944/83,34 = 2494.45 N ;
Fr11 = Fa21 = Ft11 1ostg cα δ = 2494.tg200
.cos16,650
= 870 N ;
Fa11 = Fr21 = Ft11 1sintgα δ = 2494.tg200
.sin16,650
= 260 N ;
Bánh răng trụ răng nghiêng:
Ft22 = Ft31 = 2T2/dw2 = 2.300378/99,33 = 6048 N ;
Fr22 = Fr31 = Ft22 w / osttg cα β = 6048.tg20,5710
/0,955 = 2305 N ;
Fa22 = Fa31 = Ft22tg β = 6048.tg13,30
= 1429.7 N ;
Khớp nối trục đàn hồi:
Với momen xoắn trục III T3=965,4 KNm theo bảng 15.10
⇒ Do=D-do-(10..20)=160 mm
Do: Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt nối trục vòng đàn hồi
do: Đường kính chỗ lắp chốt bọc vòng đàn hồi.
(D=210, d=36)
⇒ Lực Fk=0,2.2.T3/Do=0,2.2.1032258/160=2580 N
6. Vẽ biểu đồ mômen uốn Mx,
My và mômen xoắn T cho 3
trục:
a) Trục I:
Sơ đồ lực:
Trang 23

Tính các lực:
Với l12 = 69 mm
l11 = 100 mm
l13= 155 mm
dm1 = 84 mm (BR côn)
Hệ phương trình 1:
xF∑ = 0 ⇒ - Fxđ + Fx10 + Fx11 – Ft11 = 0
y/0M∑ = 0 Fxđ.l12 + Fx11.l11 – Ft11.l13 = 0
⇒Fx10 + Fx11 = Fxđ + Ft11 = 343 + 2494 = 2837
Fx11 = (Ft11l13 - Fxđl12)/l11 = (2494.155-343.69)/100 = 3629 N
⇒Fx11 = 3629 N ;
Fx10 = - 792 N, hay Fx10 có chiều ngược lại so với trên hình vẽ trên.
Hệ phương trình 2:
yF∑ = 0 ⇒ Fyđ – Fy10 + Fy11 – Fr11 = 0
x/0M∑ = 0 Fyđl12 – Fy11l11 + Fr11l13 – Fa11dm1/2 = 0
⇒Fy10 – Fy11 = Fyđ – Fr11 = 198,1 – 870 = - 672 N
Fy11 = (Fyđl12 + Fr11l13 – Fa11.dm1/2)/l11 =
= (198,1.69+870.155-260.42)/100 = 1376 N
⇒Fy11 = 1376 N ; Fx11 = 3629 N
Fy10 = 2048 N ; Fx10 = -192 N : có chiều ngược chiều đã chọn.
Trang 24
3828549

Đồ Án Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí

Recommended

Recommended

More Related Content

What's hot

What's hot (20)

Similar to Đồ Án Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí

Similar to Đồ Án Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí (20)

More from nataliej4

More from nataliej4 (20)

Recently uploaded

Recently uploaded (20)

Đồ Án Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí