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 HƯỚNG DẪN

………

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 cơkhí, 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 tiếtmáy, 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 liệutra cứu khác Do đó khi thiết kế đồ án chi tiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi TiếtMáy, 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 củamình

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 cónhiều 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 dẫntận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án này

Tp.HCM ngày 30 tháng 5 năm 2016Sinh viên thực hiện

Bùi Quang TúĐặng Duy ThườngNguyễn Vĩnh Xuân

Trang 3

BỘ CÔNG THƯƠNGTRƯỜNG 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

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)

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

4 Chọn dầu bôi trơn, bảng dung sai lắp ghép

BẢNG SỐ LIỆU: Chọn phương án số 12.

Trang 5

MỤC LỤC

Trang 6

c Ứng suất quá tải cho phép 21

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

Trang 7

II.Xác định tải trọng tác dụng lên trục 34

Trang 8

a Khả năng tải động 54

Chương 6: TÍNH TOÁN VÀ CHỌN CÁC YẾU TỐ CỦA

Trang 9

• Tính kiểm nghiệm bền then 69

Trang 10

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN

PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ

Pct 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 :

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

= 1khớp nối

đai = 0,96 (bộ truyền đai để hở)

Trang 11

Bảng 2.4 trang 21 [1]

U đ = 3÷5

U hs = 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]

=> n sb = 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

Chọn tỉ số truyền của hệ thống

U = ɳđc c lv

P2 = P1 brol= 3,84.0,97.0,99 = 3,69 (kW)Trục 3 :

Trục 2 :

Trang 12

n1 459,5

n 2 = U 1 = 3,58 = 128,4(vòng/phút)Trục 3 :

Trang 14

CHƯƠNG 2: TRUYỀN ĐỘNG ĐAI

- Hệ số ma sát giữa đai và bánh đai lớn

- Truyền động giữa 2 trục có khoảng cách xa nhau

- 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]:

- Kiểm tra vận tốc đai :

Theo công thức 45 trang 54 [1]

Trang 15

Ta có v < 25 (m/s)

Trang 16

- 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

ut là tỉ số truyền đai thực tế

=> ∆u = 4,04−4 100% = 1% < 4% thoả mãn

4

- 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)

- chiều dài đai được xác định

Theo ct 4.4 trang 54 TC – LVU

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 :

Trang 17

2 Xác định các thông số của bộ truyền đai

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

Theo ct 4.6 trang 54 TC – LVU:

Trang 18

=> z = 3,08.0,86.1,04.1,14.0,95

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

Trang 20

Khoảng cách trục a(mm) 475

Trang 21

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 bánhrăng nhƣ sau: (Tra Bảng 6.1 trang 92 [1])

Giới hạn bền Giới hạn chảy

thép

Trang 22

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

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])

Giới hạn bền Giới hạn chảy

thép

Với vật liệu như trên, ta chọn độ rắn: 1 =245, 2 =230

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

Trang 23

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

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

[бF] = б0Flim.KFC (6.2a) Trang 93 [1]

Trang 24

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

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

Theo ct 6.16 trang 97, TC – LVU

= (u1 + 1).0,53 = (3,08 + 1).0,53.0,3 = 0,648

K H = 1,12 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng tâm chiều rộng vành răng Với T 1 = 63592,913 (N.mm) , u 1 = 3,08 , K H = 1,12 , K a = 49,5

3 63592,913.1,12 aw1 = 49,5.(3,08 + 1) √ 5002.3,08.0,3 = 136,438chọn aw1 = 140

b Xác định các thông số ăn khớp

Trang 25

Giáo viên hướng dẫn: Đặng Văn Ánh Trang21

Trang 26

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 => = 0

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

Trang 27

Cosαtw =(27+85).2,5 200 = 0,9396

2.140

=> αtw = 200

2 Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

a Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

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

K H = K H .K Hα Hv

Với KH = 1,12

Trang 28

(MPa) Vậy bánh răng thảo điều kiện về độ bền tiếp xúc

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 29

= 10,947

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

Vậy bánh răng thoả điều kiện bền uốn

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

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

Trang 30

B Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm

( Bánh răng trụ răng nghiêng )

+) Các thông số đầu vào

Trang 31

- Vì chọn vật liệu như bộ truyền cấp nhanh nên

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

NFE1> NFO1 ; NFE2> NFO2 => KFL1 = KFL2 =1

Trang 32

3 ′

a w2 = k a (u 2 + 1) √

[б

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

Trang 33

Trang 34

a Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

- ZM là hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu với cặp vật liệu bánh răng thép –

thép => ZM = 274 (MPa)

- ZH là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

-=> Z H = √ sin(2 ) (ct 6.34 trang 105, TC-LVU)

Răng nghiêng không dịch chỉnh

3

Theo ct 6.38b trang 105 TC – LVU

ε α = [1,88 – 3,2.( 391 + 1011)].cos(13,536) = 1,717

KH là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

KH = KH KHV.KHα

KH 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 KH = 1,12

2

Trang 35

Vậy bánh răng thoả điều kiện bền tiếp xúc

b Kiểm nghiệm về độ bền uốn

Theo ct 6.43 trang 108 TC – LVU 2 ′

бF= 2

1 1 ′

2,6.100 2

Trang 36

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

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

KF là 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 37

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

Như vậy điều kiện uốn được đảm bảo

= 1,4

=> Thoả mãn điều kiện quá tải

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

Trang 38

Trang 39

Trang 40

Trang 41

CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ TRỤC

- 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

Trang 42

Trang 43

=> 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 :

- 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 Theo ct 10.10 trang 189 TC – LVU

Trang 44

Trang 45

Đồ án môn học Chi Tiết Máy

Trang 66

Trang38

Trang 67

( - ) 552,697

71850,61

( - )

56010,76 ( - )

(M y )

120463,85

62548,571

Trang 68

Trang 69

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)

(Vì dsb1 = 25 (mm) theo0 bảng 10.5 TC – LVU ta có: [ ] = 63 (MPa)

- 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:

Trang 70

Trang 71

c Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục thiết kế phải thoả mãn điều kiện

√ б 2 2

Trong đó:

[S] là hệ số an toàn cho phép [S] = 1,5 2,5

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

Sб , S 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

Sбj =

−1 б

Vì các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do

đó: бmj = 0 ; бaj = бmaxj = ( ct 10.22 trang 196 TC – LVU )

- Tại tiết diện 12 ( chỗ lắp bánh răng )

Trang 72

Trang 73

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 => Zm

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; k 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

 k б = 1,46 ; k = 1,54

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

Trang 74

Trang 75

4 Tính toán thiết kế trục II a Các lực tác dụng lên trục

Trang 76

( + ) ( + )

Trang 77

93347,584 ( + )

(T)

( - ) 93347,584

Trang 78

Trang 79

Xuất phát từ các yêu cầu về đồ bền lắp ghép ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:

+) Theo bảng 9.1a trang 173 TC – LVU

c Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục thiết kế phải thoả mãn điều kiện

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

Sб ; S là hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp,được tính theo ct 10.20; 10.21 TC – LVU

Trang 80

Trang 81

2 12 ( 22 − 12 ) 2

=

42 3–

Vậy tại tiết diện 21, 23 và 22 thảo mãn điều kiện bền mỏi

Trang 82

5 Tính toán thiết kế trục III.

Trang 83

( - )

249022,92 569445,96

Trang 84

(T) ( + )

Trang 85

Theo ct 10.15, 10.16, 10.17 trang 104 TC – LVU; tính momen uốn tổng cộng,

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

(Vì dsb3 = 45 (mm) theo bảng 10.5 trang 105 TC – LVU =) [б] = 50 (MPa) )

- Tại chỗ lắp ổ lăn F (tiết diện 30 ) Mtdd30 = 0

- Tại chỗ lắp bánh răng 6 (tiết diện 31)

Tiêu đề	Thiết kế hệ thống dẫn Động thùng trộn
Tác giả	Lê Phương Nam, Lê Nguyễn Gia Huy, Lê Quốc Hải
Người hướng dẫn	ThS Lê Vũ Hải
Trường học	Trường Đại Học Công Nghiệp Thành Phố Hồ Chí Minh
Chuyên ngành	Kỹ thuật cơ khí
Thể loại	Đồ án môn học
Năm xuất bản	2016
Thành phố	TP.Hồ Chí Minh

Định dạng
Số trang	113
Dung lượng	672,71 KB