ĐỒ án môn học CHI TIẾT máy THIẾT kế hệ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG cơ KHÍ đề 06 THIẾT kế hệ THỐNG dẫn ĐỘNG THÙNG TRỘN

Thông qua đồ án môn học chi tiết máy mỗi sinh viên được hệ thống lại kiến thức đã học nhằm tính toán thiết kế máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc, thiết kế kết cấu chi tiế

Trang 1

………

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN PHẢN BIỆN ………

………

Trang 2

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kĩ sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy

Thông qua đồ án môn học chi tiết máy mỗi sinh viên được hệ thống lại kiến thức đã học nhằm tính toán thiết kế máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc, thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy, chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày, bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác Do đó khi thiết kế đồ án chi tiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi Tiết Máy, Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí, Dung sai và Lắp Ghép, Nguyên Lí

Máy, Từng bước giúp sinh viên làm quen với công việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình

Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động xích tải bao gồm có hộp giảm tốc hai cấp phân đôi,

bộ truyền đai

Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế với một khối lượng kiến thức tổng hợp lớn và có nhiều phần chúng em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu xong khi thực hiện đồ án, trong tính toán không thể tránh được những thiếu sót Em mong được sự góp ý và giúp đỡ của các thầy cô giáo

Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo, đặc biệt là thầy ‘Đặng Văn Ánh’ đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án này

Tp.HCM ngày 30 tháng 5 năm 2016

Sinh viên thực hiện Bùi Quang Tú Đặng Duy Thường Nguyễn Vĩnh Xuân

Trang 3

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TP.HCM KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY -

-ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

2/ Lê Nguyễn Gia Huy 18036701

Trang 4

Số liệu thiết kế:

• Công suất trên trục thùng trộn, P (kW): 3 kW

• Số vòng quay trên trục thùng trộn, n (vg/ph): 46 vg/ph

• Thời gian phục vụ, L (năm): 7 năm

• Hệ thống quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ

(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

• YÊU CẦU:

01 thuyết minh, 01 bản vẽ lắp A0, 01 bản vẽ chi tiết

NỘI DUNG THUYẾT MINH :

1 Tìm hiểu hệ thống truyền động

2 Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền cho hệ thống truyền động

3 Tính toán thiết kế các chi tiết máy:

• Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài

• Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc

• Tính toán thiết kế trục và then

• Chọn ổ lăn và khớp nối

• Thiết kế vỏ hộp giảm tốc

4 Chọn dầu bôi trơn, bảng dung sai lắp ghép

5 Tài liệu tham khảo

Trang 5

Chương 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 11

II Phân phối tỉ số truyền 12

III.Các thông số khác 13

I.Tính bộ truyền đai 15

Trang 6

c Ứng suất quá tải cho phép 21

5 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng cấp nhanh 25

4 Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng 28

5 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng 31

Trang 7

I.Chọn và tính toán ổ lăn cho trục I 52

Trang 8

a Khả năng tải động 54

III.Chọn và tính toán ổ lăn cho trục III 55

Chương 6: TÍNH TOÁN VÀ CHỌN CÁC YẾU TỐ CỦA

I.Các kích thước cơ bản của vỏ hộp giảm tốc 57

II.Kích thước một số chi tiết khác liên quan đến vỏ hộp 59

3 Nắp quan sát 61

4 Nút thông hơi 62 5 Nút tháo dầu 62

6 Vòng chắn dầu 63 7 Vòng phớt chắn dầu 63

8 Que thăm dầu 64

9 Bôi trơn hộp giảm tốc 65

10 Chọn dung sai lắp ghép 65

Trang 10

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ

TRUYỀN 1.1 Chọn động cơ

1.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ

Pct 𝑃𝑡𝑑 trong đó: Pct là công suất cần thiết

Ptd là công suất tương đương

ɳ là hiệu suất của bộ truyền

Ptđ = Plv=3 kW (Tải không đổi)

Hiệu suất bộ truyền

Tra bảng 2.3 trang 19 [1] ta được các hiệu suất :

ổ lăn= 0,99 (ổ lăn được che kín)

bánh răng 1 = 0,97 (bánh răng trụ che kín)

Trang 11

Uhs = 8÷40

Suy ra: U= (3÷5)( 8÷40)= 24÷200

Số vòng quay sơ bộ của động cơ

Theo công thức (2.18) trang 21 [1]

=> nsb = 46.( 24÷200) = 1104÷ 9200 (vòng/phút) Tra bảng 1.1 trang 237 [1] chọn động cơ 4A100LAY3 với công suất P = 4 kW và số vòng quay n = 1420 vòng/phút

II Phân phối tỉ số truyền

P2 = P1brol= 3,84.0,97.0,99 = 3,69 (kW)

Trục 3 :

P3 = P2brol = 3,69.0,97.0,99 = 3,54 (kW)

Trang 12

n2 = n1

3,58 = 128,4(vòng/phút) Trục 3 :

Trang 13

- Hệ số ma sát giữa đai và bánh đai lớn

- Truyền động giữa 2 trục có khoảng cách xa nhau

I Tính bộ truyền đai

1 Chọn đai

- Theo chương 1 ta có : Pđc = 4 kW , nđc = 1420 (vòng/phút)

Theo hình 4.22a trang 167 [3] ta chọn đai thang loại A

Tiết diện đai A với các thông số theo bảng 4.3 trang 137 [3]:

Kí hiệu

Kích thước tiết diện (mm)

Diện tích tiết diện A (mm2)

Đường kính bánh đai nhỏ d1

- Kiểm tra vận tốc đai :

Theo công thức 45 trang 54 [1]

V = π.d1.nđc

Trang 14

- Chọn đường kính bánh đai lớn :

d2 = d1.(1 - ε ) (công thức 4.2 trang 53 [1] )

ε là hệ số trượt đai (0,01 ÷ 0,02) chọn ε = 0,01

=> d2 = 125.(1 - 0,01) = 495 (mm) Theo bảng 4.21 trang 63 TC – LVU

Chọn đường kính tiêu chuẩn d2 = 500 (mm)

- Tính lại tỉ số truyền thực tế:

Uđai = d2

d1(1-ε) =

500125(1-0,01) = 4,04 Sai lệch tỉ số truyền:

- Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai

Theo bảng 4.14 trang 60 TC – LVU

Ta có : Uđai = 4 => a = 0,95.d2 = 0,95.500 = 475 (mm)

Kiểm tra điều kiện a :

0,55.(d1+d2) + h ≤ a ≤ 2.(d1+d2) (=) 0,55.(125+500) + 8 ≤ a ≤ 2.(125+500) (=) 351,75 ≤ a ≤ 1250 thoả mãn điều kiện

- chiều dài đai được xác định

Theo ct 4.4 trang 54 TC – LVU

L = 2a + h. (d1+d2)

2 +

(d2-d1)24a = 2.475 + h.

(125+500)

(500-125)24.475 = 2005,76 (mm)

Theo 4.13 trang 59 TC – LVU chọn chiều dài đai tiêu chuẩn : L = 2000 (mm) Theo ct 4.13 trang 60 TC – LVU kiểm nghiệm đai về tuổi thọ :

I = v

L =

19,209

2 9,604 (1/s) < imax = 10 (1/s)

Trang 15

-Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn L= 2000 (mm)

Theo ct 4.6 trang 54 TC – LVU:

- Theo bảng 4.17 trang 61 TC – LVU

Uđai = 4 => Cu = 1,14

- V = 19,209 (m/s) , d1 = 125 (mm)

Trang 16

t = 15 , e = 10

=> B = (3 – 1).15 + 2.10 = 50 (mm)

- Đường kính ngoài của bánh đai :

da =d1 + 2 h0 = 125 + 2.3,3 = 131,6 (mm)

h0 = 3,3 tra bảng 4.21 trang 63 TC – LVU

4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục :

Trang 17

Lực tác dụng lên trục Fr(N) 933,514

Trang 18

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

CỦA HỘP GIẢM TỐC

1 Chọn vật liệu bánh răng như sau:

Vì tải va đập nhẹ và không thay đổi về tải trọng nên ta lựa chọn vật liệu cho các bánh răng nhƣ sau: (Tra Bảng 6.1 trang 92 [1])

Bánh răng Nhãn hiệu Nhiệt luyện Độ rắn (HB) Giới hạn bền (Mpa)

Giới hạn chảy (Mpa)thép

Trang 19

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

CỦA HỘP GIẢM TỐC

3.1 Chọn vật liệu

Vì tải va đập nhẹ và không thay đổi về tải trọng nên ta lựa chọn vật liệu cho các

bánh răng như sau: (Tra Bảng 6.1 trang 92 [1])

Bánh răng Nhãn hiệu Nhiệt luyện Độ rắn (HB)

Giới hạn bền (Mpa)

Giới hạn chảy (Mpa)thép

Với vật liệu như trên, ta chọn độ rắn: 𝐻𝐵1=245, 𝐻𝐵2=230

3.2.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [б H ] và ứng suất uốn cho phép [б F ]:

Theo bảng 6.2 trang 94 [1], với thép tôi cải thiện đạt độ rắn 180 350

N’HO2 = 30.HB12,4 = 30.2452,4 = 1,6.107

NHO3 = 30.HB22,4 = 30.230,4 = 1,39.107

Trang 20

Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:08 ; Phương án số:12

Giáo viên hướng dẫn: Đặng Văn Ánh Trang20

Vì là bộ truyền chịu tải trọng tĩnh, theo công thức (6.6) trang 93 [1]

1,1 = 433,6 (MPa)

=> [бH] = 433.6 (MPa) (vì bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên [бH] = min( [бH1].[бH2]

• Ứng suất uốn cho phép б F ]:

Trang 21

𝑆 𝐹 = 414.1 1

1,75= 236,5 (MPa)

• Ứng suất quá tải cho phép

Vì bánh răng tôi cải thiện, theo công thức (6.13), (6.14) trang 95, 96 [1]

[бH]max = 2,8.бeh2 = 2,8.450 = 1260 (MPa) [бF1]max1 = 0,8.Бeh1 = 0,8.580 = 464 (MPa) [бF2]max2 = 0,8.бeh2 = 0,8.450 = 360 (MPa)

1 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

a Khoảng cách trục sơ bộ

Theo ct6.15 trang 96 TC – LVU

aw1 = Ka.( u1 + u2 ).√[б𝑇1.𝐾𝐻𝛽

𝐻].𝑢1.𝜑𝑏𝑎 3

vị trí bánh răng đối xứng với các ổ trong hộp giảm tốc HB1 và HB2 ≤ 350 =>𝜑𝑏𝑎 = 0,3 (bảng 6.6 trang 97)

theo bảng 6.5 chọn Ka = 49,5 răng thẳng vật liệu thép – thép

Theo ct 6.16 trang 97, TC – LVU

b Xác định các thông số ăn khớp

Trang 22

m = (0,01 ÷ 0,02).aw1 = (0,01 ÷ 0,02).140 = (1,4 ÷ 2,8) Theo bảng 6.8 trang 99 TC – LVU

chọn m = 2,5

Vì bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng =>𝛃 = 0

Theo ct 6.21 trang 99 TC – LVU tính lại khoảng cách trục

Trang 23

Cosαtw = (27+85).2,5.𝑐𝑜𝑠20

0

=> αtw = 200

2 Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

a Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

бH = zM.zH.zε.√2𝑇1.𝐾𝐻.(𝑢1+ 1)

trong đó : +) ZM là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp

Tra bảng 6.5 trang 96 TC – LVU

ZM = 274 (MPa) vật liệu của 2 bánh là thép – thép

+) KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

KH = KH𝛃.KHα.KHv

Với KH𝛃 = 1,12

Trang 24

Vậy bánh răng thảo điều kiện về độ bền tiếp xúc

b Kiểm nghiệm bánh răng và độ bền uốn

Tra bảng 6.14 trang 107 TC – LVU chọn KFα = 1,27

Tra bảng 6.15 trang 107 TC – LVU chọn SF = 0,011 ,y0 = 56

Trang 25

=> VF = SF.g0.V.√𝑎𝑢𝑤1

1 = 0,011.56.2,636.√140

3,08 = 10,947

Hệ số xét đến tải trọng dộng xuất hiện trong vùng ăn khớp

Vậy bánh răng thoả điều kiện bền uốn

c Kiểm nghiệm độ bền quá tải

kqt = 𝑇𝑚𝑎𝑥

𝑇 = 1,4 Theo ct 6.48 trang 110 TC – LVU

б Hmax = бH.√𝑘𝑞𝑡 = 362,856.√1,4 = 429,337 (MPa) < [бH]max =1260 (MPa) Theo ct 6.49 trang 110 TC – LVU

Trang 26

3 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng cấp nhanh

B Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm

( Bánh răng trụ răng nghiêng )

+) Các thông số đầu vào

Trang 27

- Vì chọn vật liệu như bộ truyền cấp nhanh nên

=> NHE1> NHO1 ; NHE2> NHO2 =>KHL1 = KHL2 = 1

NFE1> NFO1 ; NFE2> NFO2 => KFL1 = KFL2 =1 Vậy [бH]1 = 518,181 (MPa)

Trang 28

aw2 = ka.(u2 + 1).√ 𝑇2′.𝐾𝐻𝛽

3

ka: là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và cặp bánh răng

Tra bảng 6.5 trang 96 TC – LVU =) ka = 43 (vì là vật liệu thép – thép bánh răng

nghiêng)𝜑𝑏𝑎: là hệ số chiều rộng vành răng đúc không đối xứng với các ổ trục nên chọn

Trang 29

a Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

+) tan𝛃b =cosαt.tan𝛃 (công thức 6.35 trang 105 TC – LVU )

Răng nghiêng không dịch chỉnh

KH là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

KH = KH𝛃.KHV.KHα

KH𝛃 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng tâm chiều rộng vành răng

Theo bảng 6.7 trang 98 TC – LVU KH𝛃= 1,12

Trang 30

Vậy bánh răng thoả điều kiện bền tiếp xúc

b Kiểm nghiệm về độ bền uốn

бF = 2𝑇2

′ 𝐾𝐹.𝑌𝜀.𝑌𝛽.𝑌𝐹

Trang 31

+) KF là hệ số tải trọng khi tính về uốn

KF = KF𝛃.KFα.KFv = 1,24.1,37.1,09 = 1,851

KF𝛃là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng tâm chiều rộng vành răng

Tra bảng 6.7 trang 98 TC – LVU

Trang 32

KFv là hệ số tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp

c Kiểm nghiệm răng về quá tải

Với hệ số quá tải kqt = 1,4

бHmax = бH.√𝑘𝑞𝑡 = 310,961.√1,4 = 367,934 (MPa) < [бH]max

бF1max = бF1.kqt = 41,968.1,4 = 58,755 (MPa) < [бF1]max

бF2max = бF2.kqt = 41,393.1,4 = 57,95 (MPa) < [бF2]max

=> Thoả mãn điều kiện quá tải

5 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng

Trang 34

Trang 35

CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ TRỤC

I Chọn vật liệu

- Chọn vật liệu chế tạo trục là thép C45, tôi thường hoá có giới hạn bề бb = 600 MPa

và giới hạn chảy бch = 340 MPa

II Xác định tải trọng tác dụng lên trục

d1 = 25 (mm) d2 = 35 (mm) d3 = 45 (mm)

Trang 36

=> chiều rộng ổ lăn lần lượt như sau:

bo1 = 17 (mm) bo2 = 21 (mm) bo3 = 25 (mm)

2 Xác định khoảng cách trục giữa các gối đỡ và chiều đặt lực

- Theo bảng 10.3 trang 189 TC – LVU

- Khoảng cách từ một nút của chi tiết quay đến thành trong của hộp: Chọn k1 = 10 (mm)

- Khoảng cách từ một nút của ổ đến thành trong của hộp :

Chọn k2 = 10 (mm)

- Khoảng cách từ một nút của chi tiết quay đến nắp ổ:

Chọn k3 = 10 (mm)

- Chiều cao nắp ổ đến đầu bu lông hn = 15 (mm)

Vì hộp giảm tốc gồm bánh răng trụ và bánh răng trụ răng nghiêng

Trang 38

Trang 40

Theo ct 10.15; 10.16; 10.17 TC – LVU ta tính được momen uốn tổng cộng, momen

tương đương; đường kính tại các tiết diện tâm trục là:

- Tại chỗ lắp ghép bánh đai (tiết diện 10)

- Tại chỗ lắp ổ lăn B: (tiết diện 11)

- Tại chỗ lắp ổ lăn A (tiết diện 13) ; Mtđ13 = 0

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền lắp ghép ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: +) Dể thuận tiện cho việc tháo lắp ta chọn đường kính chỗ lắp ổ lăn: dol1 = 25 (mm) +) Đường kính chỗ lắp bánh răng là: d12 = 36 (mm)

+) Đường kính chỗ lắp bánh đai là: d10 = 21 (mm)

+) Theo bảng 9.10 trang 173 TC – LVU với d1 = 25 (mm)

Trang 41

c Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục thiết kế phải thoả mãn điều kiện

Khi cần tăng cường thì [S] = 2,5…3 (không cần kiểm tra độ bền cứng của trục)

Sб , S𝛕 là hệ số an toàn khi xét tiêng cho trường hợp ứng suất phép hoặc ứng suất tiếp Theo ct 10.20 ; 10.21 trang 195 TC – LVU

Trang 42

Trong đó:

- kx là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công

và độ nhẵn bề mặt

Các trục gia công trên máy tiện tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 0,63μm

Do đó theo bảng 10.8 trang 197 TC – LVU =) kx = 1,06

- Ky là hệ số tăng bền bề mặt trục Do không dùng phương pháp tăng bền =) ky = 1

kб; k𝛕 là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn

Khi dùng dao phay đĩa, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu бb = 600 MPa

 kб = 1,46 ; k𝛕 = 1,54

εб ; ε𝛕 là hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục dẫn đến giới hạn mỏi

Tiêu đề	Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn
Tác giả	Lê Phương Nam, Lê Nguyễn Gia Huy, Lê Quốc Hải, Bùi Quang Tú, Đặng Duy Thường, Nguyễn Vĩnh Xuân
Người hướng dẫn	ThS Lê Vũ Hải
Trường học	Trường đại học Công nghiệp TP.HCM
Chuyên ngành	Thiết kế máy
Thể loại	Đồ án môn học
Năm xuất bản	2016
Thành phố	Tp.HCM

Định dạng
Số trang	75
Dung lượng	1,26 MB