BẢN THUYẾT MINH môn học đồ án CHI TIẾT máy TÍNH TOÁN ĐỘNG học hệ dẫn ĐỘNG cơ KHÍ

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI PHÂN HIỆU TẠI THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH *KHOA CƠ KHÍ* **BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY** BẢN THUYẾT MINH MÔN HỌC ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD NGUYỄN HỮU CHÍ SVTH HUỲNH ĐĂNG KHOA MSSV 59[.]

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI PHÂN HIỆU TẠI THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH.

*KHOA CƠ KHÍ*

**BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY**

BẢN THUYẾT MINH MÔN HỌC: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: NGUYỄN HỮU CHÍ SVTH: HUỲNH ĐĂNG KHOA MSSV : 5951040045

Lớp : Cơ Điện Tử – K59

Tp Hồ Chí Minh, 2021

LỜI NÓI ĐẦU

Trong hoạt động kỹ thuật, thiết kế máy là một quá trình sáng tạo để tạo ramột loại máy mới hoặc cải tiến từ các loại máy, chi tiết đã có, đòi hỏi người thiết

ké phải nắm vững những kiến thức lý thuyết và biết chắt lọc từ những kinhnghiệm thực tế để có thể đưa ra phương án, phương pháp thiết kế tối ưu nhất cho

ý tưởng của mình về loại máy, chi tiết mà mình định thiết kế

Một loại máy được thiết kế, chế tạo phải đáp ứng được những yêu cầu kỹthuật, chủ yếu là: độ bền, độ cứng, khả năng chịu mỏi…, đồng thời cũng phảiđảm bảo chi phí sản xuất cho sản phẩm phù hợp, tức là thoả mãn tính kinh tế.Trong công cuộc phát triển đất nước hiện nay, để có một nền sản xuất tiên tiếnthì không thể thiếu sự trợ giúp của máy móc, và hiện nay từ nền sản xuất lớn đếnnền sản xuất nhỏ hầu như đều có sự trợ giúp của máy móc, đây là quá trình tấtyếu của sự phát triển Và trong quá trình khai thác, sử dụng các máy móc khôngtránh khỏi những loại hỏng hóc do nguyên nhân chủ quan lẫn khách quan tácđộng đến Do vậy, trong quá trình thiết kế, người kỹ sư phải tính toán sao chomột máy mới được chế tạo ra phải đạt được tính an toàn cao nhất cho máy đó.Điều đó sẽ giảm bớt nhiều cho chi phí sửa chữa, thay thế các chi tiết máy hoặcphải thay thế cả máy đó Do đó, việc thiết kế trạm dẫn động xích tải cũng phảiđáp ứng được các tính kỹ thuật, tính kinh tế, đảm bảo máy hoạt động đạt đượchiệu suất cao nhất, sự an toàn tối đa cho máy và cho người sử dụng

Thiết kế chi tiết máy là môn học đầu tiên nhằm cung cấp những kiến thứccăn bản nhất cho sinh viên ngành cơ khí để thiết kế một loại máycơ khí nào đó.Việc mắc phải những lỗi, thiếu sót trong bài thiết kế này là không tránh khỏi.Kính mong các nhà giáo, và bạn đọc có những ý kiến phê bình, sự góp ý để bàithiết kế sẽ được hoàn thiện hơn

Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Hữu Chí đã giúp đỡ, hướng dẫn đểbài thiết kế của em được hoàn chỉnh

MỤC LỤC

PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

I.Tính chọn động cơ điện

a Điều kiện làm việc ban đầu

b Công suất máy công tác

c Xác định sơ bộ số vòng quay trên trục công tác

d Tải trọng tương đương

e Công suất cần thiết trên trục động cơ

f Chọn tốc độ đồng bộ của động

II Phân phối tỉ số truyền

a.Công suất trên các trục

b.Số vòng quay trên các trục

c.Mômen xoắn

PHẦN II: TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG I THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI

1.Chọn loại xích

2 Xác định các thông số của truyền xích và bộ truyền

3.Tính kiểm nghiệm xích về độ bền

4 Xác định các thông số của đĩa xích

5.Xác định lực tác dụng lên trục

II.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH:

1.Chọn vất liệu

2.Xác định ứng xuất cho phép

3.Tính toán bộ truyền cấp nhanh

4.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

5.Kiểm nghiệm răng về đồ bền uốn

6.Kiểm nghiệm răng về quá tải

7.Các thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh

III.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM:

1.Tính toán cấp chậm: Bộ bánh răng trụ răng nghiêng

2.Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

3.Kiểm nghiệm về độ bền uốn

4.Kiểm nghiệm răng về quá tải

5.Các thông số và kích thước của bộ truyền cấp chậm:

PHẦN III THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI I.THIẾT KẾ TRỤC:

1.Chọn vật liệu

2.Xác định sơ bộ đường kính trục

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

II.XÁC ĐỊNH ĐƯỜNG KÍNH VÀ CHIỀU DÀI CÁC ĐOẠN TRỤC

1.Trục I: Xác định thông số và kích thước trục:

2.Trục II: Xác định thông số và kích thước trục:

3.Trục III: Xác định thông số và kích thước trục:

PHẦN IV TÍNH TOÁN Ổ LĂN – THEN I.Tính chọn ổ lăn

1.Chọn ổ lăn

2.Trên trục I:

3.Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

a.Chọn ổ theo khả năng tải động

b.Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh

3.Trục II:

a.Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

b.Chọn ổ theo khả năng tải động

c.Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh

4.Trục III:

a.Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

b.Chọn ổ theo khả năng tải động

c Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh

II.Tính chọn mối then

1.Kiểm nghiệm then đối với trục I

a Kiểm tra điều kiện bền dập

b Kiểm tra độ bền cắt

2.Kiểm nghiệm then đối với trục I

a Kiểm tra điều kiện bền dập

b Kiểm tra độ bền cắt

3.Kiểm nghiệm then đối với trục III

a Kiểm tra điều kiện bền dập

b Kiểm tra độ bền cắt

PHẦN V: CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ I.Thiết kế các kích thước của vỏ hộp

Kết cấu của vỏ hộp giảm tốc

II.Một số kết cấu khác

a.Bulong vòng

b.Chốt định vị

c.Cửa thăm

d.Nút thông hơi

e.Nút tháo dầu

PHẦN VI: TÍNH DUNG SAI KÍCH THƯỚC TRỤC

Nhận xét của giáo viên

Ngày Tháng 08 năm 2021

Đề 1 Phương án 2:

PHẦN I

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

I Tính chọn động cơ điện

a Điều kiện làm việc ban đầu

- Lực vòng trên băng tải: P = 345 KG = 3450 N

- Vận tốc trên băng tải: V = 1.3 (m/s)

- Đường kính trong: D = 350 (mm)

- Chiều rộng băng tải: B = 325 (mm)

- Tính toán công suất cần thiết:

- Hiệu suất chung: η=η x.η3ol η br3 .η kn

- Tra bảng 2.3 trang 19 (sách tính toán thiết kế cơ khí - tập 1):

Tra bảng 2.3 (T.19) ta có :

ηx = 0,92 : Hiệu suất bộ truyền xích

ηol = 0,99 : Hiệu suất 1 cặp ổ lăn

ηbr = 0,97 : Hiệu suất 1 cặp bánh răng

ηkn = 1 : Hiệu suất nối trục

Vậy hiệu suất chung là:

η=η x .η ol3 .η3br .η kn η=0,92.0,993.0,973.1

f Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ.

- Số vòng quay trên trục công tác:

Vì là truyền động băng tải :

T mm

T =1,4≤

T k

T dn

Tra bảng Phụ lục 1.3 trang 236 (sách tính toán dẫn động cơ khí – tập1)

Ta chọn động cơ điện loại có: Pđc = 5,5 kW, nđc = 1425 v/ph

II Phân phối tỉ số truyền

Tính chính xác tỉ số truyền: u c= u t= ¿ n dc

Vậy ta có:

Tỷ số truyền cấp nhanh: u1= un= 3,58

Tỷ số truyền cấp chậm: u2= uch= 2,79

Tỷ số truyền của xích: ux=1,805

- Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền:

ut = ux.un.uc = 3,58.2,79.1,805 = 18,03

Δu=|20−18,0320 |= 0.09%¿4%

Thỏa điều kiện về sai số cho phép

1.3: Tính toán các thông số trên các trục :

a Công suất trên các trục:

I.Thiết kế các bộ truyền ngoài

1 Chọn loại xích:

Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, truyền động giữa các trục xa nhau nên dùng

“Xích con lăn”

2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền :

Theo bảng 5.5 (T.81), với n01 = 200 (vg/ph), chọn bộ truyền xích có bước xích là

p = 25,4 (mm), thỏa mãn điều kiện bền mòn:

Kết luận: bộ truyền xích đảm bảo độ bền.

4 Xác định các thông số của đĩa xích:

Đường kính đĩa xích : Theo CT(5.17) và bảng 13.4 :

+ kr1 = 0,42 – Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích.

+ kr2 = 0,23

+ E = 2,1.105 MPa – Modun đàn hồi

+ A = 180 mm2 – Diện tích của bản lề (Tra bảng 5.12/T.87)

Ứng suất tiếp xúc của đĩa 1:

σ H1 = 0,47√0,42(3062,5.1,2+3,025)2,1.10 5

¿ > ¿Như vậy, dùng Gang xám, tôi cải thiện đạt độ rắn HB429 sẽ đạt được ứng

suất tiếp cho phép [σ H] = 650 MPa, đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 và cảđĩa 2

5 Xác định lực tác dụng lên trục :

Theo công thức 5.20 ( trang 88 – tập 1)

Fr = kx.Ft = 1,15 3062,5 = 3521,9 (N)

Trong đó: kx = 1,15 (bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng 1 góc nhỏ hơn 400 )

II.Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh:

Khai triển bộ truyền cấp nhanh với các số liệu :

- Dựa vào điều kiện làm việc không đòi hỏi những yêu cầu đặc biệt, theo

quan điểm nhất thống hóa và đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên ta chọn vật liệu để làm 2 cấp bánh răng như sau:

Theo bảng 6.1 (T.92) ta có:

 Bánh răng nhỏ : Thép C45

Phương thức nhiệt luyện : Tôi cải thiện

Độ rắn : HB 241-285

Trong đó : + σ Hlim o và σ Flim o – lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất

uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở, tra bảng 6.2

+ S H và S F – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc uốn, tra bảng 6.2

+ KFC =1 – Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải với bộ truyền quay một chiều

NHE = 60c∑ ( T i

T max)3

nitiTrong đó : + c = 1 – số lần ăn khớp trong một lần quay

+ Ti – Momen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

Suy ra : NHE1 > NHO1, do đó KHL1 = 1

Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định : Theo công thức 6.1a( trang 93, tập 1)

Số chu kì thay đổi ứng suất uốn: NFO=4.106

Theo CT6.8(T.98): N FE =60.c ∑( T i

T max)mF

.n i .t i

*mF – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

Trong đó : + c = 1 – số lần ăn khớp trong một lần quay

+ Ti – Momen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

⇒ NFE2 = 18,8.107 > NFo = 4.106 : số chu kì thay đổi ứng suất cở sở khi thử

- Theo CT 6.13 và 6.14 (T.95-96), ứng suất cho phép khi quá tải:

 Với bánh răng tôi cải thiện : [σ H]max = 2,8σ ch

K HB=1,03 (sơ đô số 7) : hệ số kể đến sự phân bố không đều tảitrọng trên chiều rộng vành răng khi tiếp xúc

- Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x.

Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, chọn sơ bộ β =10o

do đó cosβ = 0,9848

Từ công thức (6.18) ta tính được số răng bánh nhỏ:

Z1 = 2a w cosβ m(u+1) = 2.100.0,98481,5.(3,58+1) = 28,67

→ Lấy Z1 = 28

 Số răng bánh lớn :

Z2 = u1.Z1 = 3,58.28 = 100,24 → Lấy Z2 = 101

Do đó, tỉ số truyền thực tế sẽ là : um = 101/28 = 3,6Góc nghiêng chính xác của răng :

Cosβ = m(Z1+Z2 )

2a w = 1,5(28+101)2.100 = 0,9675  β = 14,647° = 14o 38’50,89’’

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện

β b : góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

Theo CT 6.35 (T.105) :

tgβ b =cosα t.tgβ Theo tiêu chuẩn VN (TCVN 1065-71) góc profin gốc α=200

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: d w1=2a w 1

u m+1= 2.1003,6+1=43,48 (mm)Theo CT6.40 (T.106) :

Vận tốc vòng: V ¿π d w1 n1

60000 = π 43,48.142560000 =3,24 (m/s) V= 3,24 (m/s) < 10 (m/s) Tra bảng 6.13 (T.106) ta được cấp chính xác là 8

δH= 0,002: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

g0= 56: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước

Ứng suất trên bề mặt làm việc:

Ta có: σ H=402 (MPa) <[σ H]=472,58(MPa) , thoả điều kiện cho phép

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

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

140 ¿1− 14,647 °140 = 0,89 : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

YF1,YF2: Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương

YF2= 3,6Y β=1−¿

KF: KFβ.KFα.KFv: Hệ số tải trọng khi tính về uốn

Tra bảng 6.7 (T.98) :

KFβ = 1,05: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng khi tính về uốn

δF = 0,006: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp

g0 = 56 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng bánh 1 và 2

KxF = 1: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn khi da≤

400(mm) có đó theo CT 6.1 và 6.2

[σF1] = [σF1]YRYSKxF = 267,43.1.1,052.1 = 281,33 (MPa)

[σF2] = [σF2]YRYSKxF = 246,86.1.1,052.1 = 259,7 (MPa)

σ F1=102,69 (MPa) <[σ F 1]=281,33 (MPa)σ F2=97,28 (MPa) <[σ F2]=259,7 (MPa)

Kết luận: Bộ truyền đạt độ bền uốn trong giới hạn cho phép.

6 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

K qt=T max

T = 2,2: Hệ số quá tải

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σ Hmax

không được vượt quá một giá trị cho phép

Theo CT6.48 (T.110) : σHmax = σH .√Kqt≤[σ H]max (MPa)

 σ F 1max =σ F 1 K qt= 102,69.2,2 = 225,918 (MPa) ≤[σF1]max =464 (MPa)

 σ F2max =σ F 2 K qt=97,28.2,2 = 214,016 (MPa)≤[σF2]max =360 (MPa)

Kết luận: Như vậy bộ truyền đạt yêu cầu về độ quá tải

7 Các thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh:

da2

= 43,41+2.(1+0).1,5 = 46,41 (mm)

da2= d2+2.(1+x2-∆y)m = 156,59+2.(1+0).1,5 = 159,6 (mm)Đường kính đáy răng df1

III Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm

1 Tính toán cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

- Đây là bộ truyền cấp chậm phân đôi, có hai bộ bánh răng làm việc hoàn toàn giống nhau, đặt song song Do đó, ta tính thông số cho một bộ truyền,

bộ còn lại cũng giống như bộ thiết kế

- Vật liệu được sử dụng để thiết kế bộ truyền cấp chậm cũng giống vật liệu dùng để thiết kế bộ truyền cấp nhanh

- Khai triển bộ truyền cấp chậm với các số liệu :

K HB=1,2 (sơ đô số 3) : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tiếp xúc

[σ H]' '= 500 (Mpa)

=> aw2= 43 (2,79+1).3

√ 64739.1,2

500 2 2,79 0,5= 98,79 (mm)

2 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc.

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

Theo CT6.35(T.105), βb – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở :

αtw = αt = arctan(tanα/cosβ) = arctan(tan 20

0,825) = 23,8Trong đó : α = 20o – Góc ăn khớp tiêu chuẩn

tanβb = cosαt.tanβ = Cos23,8°.tan34,4°= 0,626 => βb = 32,04°

 ZH = √2cos β b /sin2α tw = √2cos32,04

sin 2.23,8 =1,51

 + Zε – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :

Theo CT6.37(T.105), εb – Hệ số trùng khớp dọc,tính theo công thức :

εb = b w sinβ

πm = 60.sin 34,4π 2 = 5,39Trong đó: bw = ψ ba.aw2 = 0,5.120 = 60 (mm) – Chiều rộng vành răng

Trong đó : + δH = 0,002 – Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp

+go = 73 – Hệ số ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2

Do đó : Rz = 0,9 với da < 700 mm, KxH = 1, Zv = 0,85v0,1 = 0,85.1,340,1 = 0,875 theo (6.1) và (6.1a):

[σ H] = [σ H].RzKxHZv = 518,18.0,9.1.0,875 = 408,06 (MPa)

σH = 272,7 (MPa) <[σ H] = 408,06 (MPa)

Vậy : Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng thỏa mãn điều kiện cho phép

3 Kiểm nghệm về độ bền uốn

- Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không

được vượt quá giá trị cho phép :

σF1 = 2T1KFYεYβYF1/(bwdw1m) ≤ [σF1]

+ Yβ = 1–140β o = 1 – 34,4140 = 0,754 – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng.

+ YF1, YF2 – Hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, phụ thuộc vào số răng tươngđương và hệ số dịch chỉnh x = 0

 + KF – Hệ số tải trọng khi tính về uốn

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

[σF1] = [σF1]YRYSKxF = 267,43.1.1,03.1 = 275,45 (MPa)

[σF2] = [σF2]YRYSKxF = 246,86.1.1,03.1 = 254,26 (MPa)

 σF1 = 71,88 (MPa) < [σF1] = 275,45 (MPa)

 σF2 = 70,9 (MPa) < [σF2] = 254,26 (MPa)

Vậy : Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng đảm bảo điều kiện cho phép

4 Kiểm nghiệm răng về quá tải

- Để tránh biến dạng hoặc dư gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại

σHmax không được vượt quá một giá trị cho phép :

σHmax = σH√K qt ≤[σH]max với Kqt = T max

T = 2,2 – Hệ số quá tải.

σHmax =272,7.√2,2 = 404,47 (MPa) < [σ H]max = 1624 (MPa)

- Đồng thời đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng,

ứng suất uốn cực đại σFmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép :

σFmax = σFKqt≤ [σF]max

σF1max = σF1Kqt =71,88.2,2 = 158,136 (MPa) < [σF1]max = 464 (MPa)

σF2max = σF2Kqt =70,9.2,2 = 155,98 (MPa) < [σF2]max = 360 (MPa)

 Vậy : Bộ truyền đảm bảo điều kiện về quá tải

5.Các thông số và kích thước của bộ truyền cấp chậm:

chọn m = 2 mmChiều rộng bánh

Tỷ số truyền um um = Z2/Z1 = 7326=2,807

 β = 34,4oĐường kính chia d1

d2

d1 = mZ1/cosβ = 63,03mm

d2 = mZ2/cosβ = 176,97 mmĐường kính đỉnh

da1 = d1 + 2(1 + x1 - ∆y)m = 67,03 mm

da2 = d2 + 2(1 + x1 - ∆y)m = 180,97 mmĐường kính đáy

* Trục II: T2=124773 Nmm ; [τ2¿ = 18

=> + d K 2=√3 124773

0,2.18 =32,6 mm+ Chọn d K 2 =35mm=¿b02=21 mm

* Trục III: T3=326542 Nmm ; [τ3¿ = 20

=> + d K 3=√3 329542

0,2.20 =43,5 mm+ Chọn d K 2 =45mm=¿b03=25mm

* Xác định các chỉ số K1,K2,h n:

- K1: Khoảngcáchtừ mặt mút củachi tiết quay đếmthànhtrong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay K1=10mm

- K2: Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp K2=10mm

- K3: Khoảng cách từ mặt mút của các chi tiết quay đến nắp ổ

K3 = 15mm

- h n:Chiều cao của đắp ổ và đầu bulong h n =20mm

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

2 +k1 +l m23

2 =53+ 452 +10+ 452 =108 mm+ l24=l23+l m23