đồ án chi tiết máy + bản vẽ

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí. Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hóa lại các kiến thức của môn học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai và Lắp ghép, Vẽ kĩ thuật…đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này.

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hóa lại các kiến thức của mônhọc như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai và Lắp ghép, Vẽ kĩ thuật…đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này

Nhiệm vụ được giao là thiết kế hộp giảm tốc hai cấp gồm có hộp giảm tốc bánh răng và bộ truyền đai Hệ dẫn động bằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai tới hộp giảm tốc và sẽ truyền chuyển động tới tang quay

Do lần đầu làm quen thiết kế với khối lượng thiết kế tổng hợp còn có những mảng kiến thức chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan, song bài làm của

em không tránh khỏi những sai sót Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy cô trong bộ môn để em củng cố và hiểu sâu hơn, nắm vững hơn về những kiến thức đã học được

Cuối cùng, em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt

là thầy Hoàng Xuân Khoa đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo em hoàn thành

PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC

I-CHỌN ĐỘNG CƠ

Chọn động cơ là công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế chi tiết máy Việc chọn động cơ phù hợp có ảnh hưởng rất nhiều đến các công việc sau này Đặc biệt là bản vẽ chi tiết

1 Chọn động cơ điện một chiều

a ¿ Xác định công suất đặt trên trục động cơ : Pđc

*Điều kiện để chọn công suất động cơ là: Pđc>Pyc

Trong đó Pyc=Ptd=

Pct∗β η

với Pct là công suất trên trục công tác

Với η ot hiệu suất ổ trượt

η ol hiệu suất ổ lăn

η d hiệu suất bộ truyền đai

 kn hiệu suất khớp nối

 brt hiệu suất bánh răng trụ

η brc hiệu suất bánh răng côn

Bảng 1: Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ

Trong đó v: vận tốc của tải v=0,25 m/s

D: đường kính tang tải D=420 mmnct=

60000*0, 25

3,14*420 =11,37 v/ph

*Chọn tỉ số truyền sơ bộ usb

usbhệ=usbh*usbng usbng tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài

Do bộ truyền ngoài là bộ truyền đai nên ta chọn usbng =u d=3 (bảng 2.4-tr 21)

3

Chọn sơ bộ tỉ số truyền hộp usbh=30

Ta chọn loại động cơ có nđb=1500 v/ph và pyc=3,17 kw

Bảng 2: Các thông số kỹ thuật của động cơ

Kí hiệu động cơ 4A112M4Y3

Công suất động cơ (kw) 5,5 kw

Số vòng quay của động cơ

(v/ph)

1425 v/ph

Tỷ số Tk/Tdn=2,0

Do Pđc>Pyc & Tk/Tdn>Tmm/T1=1,5

Nên động cơ 4A112M4Y3 thoả mãn yêu cầu

II- PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRYỀN

1 Xác định tỷ số truyền chung

uch= nđc/nct =

1425 11,37 =125,3Lại có uch=uh*ung

chọn trước tỷ số truyền của bộ truyền đai là u ng=u d=4

suy ra tỷ số truyền uh=125,34 =31,325

*xác định u1,u2

với u1 là tỷ số truyền của cặp bánh răng côn (cấp nhanh)

u2 là tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ (cấp chậm)

Ta lại có u h u u1 2

Từng phương trình độ bền đều đối với bánh răng côn - trụ hai cấp :

e

d c

2, 25 1

bd K

Công suất trên trục công tác : Pct=3,5 kw

Công suất trên trục III là : P3=

P ct

η kn η ot η ol=

3,5 1*0,99*0,99=3,6 kw

Công suất trên trục II là : P2=

Công suất trên trục động cơ là

P’đc=

P1

η d=

3,95 0,96= 4,11 kw

* Tính số vòng quay trên các trục

Ta có :

5

Số vòng quay của trục động cơ là:nđc =1425 v/ph

52,19 4,6

Trên trục I là: T1=9,55*106*

P1

n1=9,55∗¿ ¿ 106 *

3,95 339,28 =111183,98

N.mm

Trên trục II là: T2=9,55*106*

6 2

2

3,75 9,55*10 * 686194,67

3

3.6 9,55*10 * 3031746, 03

Trục II

Trục III

Trục Công tác

tỷ số

truyền 4,2 6,5 4,8 1

Công suất

Các thông số đầu vào:

-Công suất thực của động cơ P dc=4,11 kw

2.1 Đường kính bánh đai, khoảng cách trục

- Đường kính bánh đai nhỏ được xác định theo công thức thực nghiệm

Ta có : v=π n1 d1.

60000 =3,14.1425.18060000 = 13,42≤15 (m/s)

7

- Đường kính bánh đai lớn d2 d u1 (1 ) trong đó ta chọn hệ số trượt  0,02thì

d2=180.4,2(1ư ¿0,02)=740,88 mm

Chọn theo tiêu chuẩn d2=710 mm

Tỉ số truyền thực tế u t= d2

d1(1ư0,02)=180(1ư0,02)710 = 4,0

Sai lệch tỉ số truyền ∆ u=|uưu t

u |=|4,0ư4,24,2 |=4,7% ¿5% (thỏa mãn điều kiện)

- Khoảng cách trục hai bánh đai được tính theo công thức a1,5 2 d1 d2 Hay a≥(1,5…2)(180+710) = 1335…1780 mm

Lấy a=1500mm

2.2 Chiều dài dây đai, số vòng chạy của đai

Chiều dài đai được xác định

L=2a+π2(d1+d2) +¿ ¿ ¿=2.1500+3,142 (180+710)+(710ư180)

4.1500

2

= 4444,8mmChiều dài đai thực tế l tt=4444,8+155,2=4600 mm

Số vòng chạy của đai trong 1s: i=v L=4,444813,42 = 3,01≤ i max= ¿(3…5) (1/s)

Góc  1 được tính theo công thức

α1=180 0 ư157 0.(d2 ưd1

a )=180 0 ư57 0.(710ư1801500 )=160 0≥1500(đối với đai vải cao xu)

3 Xác định tiếp diện đai

• Diện tích tiết diện đai dẹt được xác định từ chỉ tiêu về khả năng kéo của đai:

Lực vòng F t=1000 P ct

v =1000.4,1113,42 = 306,26 N(v: vận tốc đai)

4 Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

• Lực căng ban đầu:F0=σ0.b.δ=1,8.40.4,5= 324 N

Bảng 4: Kích thước của đai vải cao su

Kí hiệu đai Chiều rộng đai b

Khoảng cách trục hai bánh đai a (mm) 1500

II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH (Bánh răng côn răng thẳng)

1 Chọn vật liệu

Vật liệu làm bánh răng phải đáp ứng các yêu cầu sau :

Thỏa mãn các yêu cầu về độ bền bề mặt để tránh hiện tượng tróc mỏi, mài mòn, dính răng và độ bền uốn trong quá trình làm việc Do đó vật liệu làm bánh răng thường là thép có chế độ nhiệt luyện hợp lý hoặc làm bằng gang hay các vật liệu không kim loại khác

- Cơ cấu bánh răng cấp nhanh phải truyền được công suất tối đa chính

là công suất truyền lớn nhất của trục I là 3,95 (kW) ứng với chế độ trung bình nên vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ cứng đạt

350

HB 

- Để đảm bảo chỉ tiêu kinh tế ta chọn vật liệu và phương pháp gia công hợp lí để cho cặp bánh răng có thời gian sử dụng không chênh lệch nhau quá nhiều.

Căn cứ vào chỉ tiêu đó và Bảng (6.1) ta xác định sơ bộ vật liệu làm cặp bánh răng như sau :

Bánh nhỏ : Chọn vật liệu thép C45 và chế độ nhiệt luyện là tiến hành tôi cải

thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền, giới hạn bền chảy) lần lượt

241 285

HB   ; b1  850MPa; ch1  580MPa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB 1 245

Bánh lớn : Chọn thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có

các thông số về vật liệu (độ cứng, giới hạn bền, giới hạn bền chảy) lần lượt

192 240

HB   ; b2  750MPa; ch2  450MPa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là HB 2 230

2 Xác định ứng suất tiếp xúc H và ứng suất uốn F cho phép

2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép

Được xác định bởi công thức  

0 lim

H

H R V xH HL

H

Z Z K K S

- K HLlà hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kì làm việc

- K xH là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Chọn sơ bộ Z Z K R V xH 1 nên ta có  

0 lim

H

H

K S

0 lim 2 2 2 70 2.230 70 530( )

11

H HL H

o

H HL H

H

K

MPa S

 

0 lim

F

F R S xF FC FL

F

Y Y K K K S

F

F

K K S

FE

N K

N



- m F là bậc đường cong mỏi khi thử về uốn, với m  F 6

- N FO là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn, N FO 4.106 vìvật liệu là Thép C45

- N FE là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Với c T n t, , ,i i i lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, mômen xoắn,

số vòng quay, tổng thời gian làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

Do vậy với bánh răng côn lớn lắp với trục II ta có

441.1

252 1,75

o

F FL F

F

K

MPa S

o

F FL F

2.3 Ứng suất cho phép khi quá tải

• Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

13

K  MPa Suy ra K R 0,5.100 50 MPa1/3

- K be là hệ số chiều rộng vành răng, được xác định bởi

bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng trong bộ truyền răng côn là

Khi xác định môđun và số răng cần chú ý :

- Để tránh cắt chân răng , số răng tối thiểu của bánh răng trụ răng thẳng tương đương với bánh răng côn

1

os

vn

Z Z

c 



- Để răng đủ độ bền uốn thì môđun vòng ngoài te 10

Vì độ rắn mặt răng H H1 ; 2 HB350, suy ra z1 =1,6 z1 p=1,6.16=25,6 (răng)Chọn z1=26răng

• Tính đường kính trung bình d m1 và môđun trung bình m tm

• Xác định số răng bánh 2 (bánh lớn) và góc côn chia

- Số răng bánh lớn z2=u1.z1=6,5.26=169 Lấyz2=169 (răng)

x1=0,40, x2=−0,40

15

Tính lại chiều dài côn ngoài

R e=0,5 mte.√z12

+z22=0,5.3,5.√262+ 1692 =299,23

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt bánh răng côn phải thỏa mãn điều kiện sau

1

2 1

2

1 1

[ ] 0,85

- Z H là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc , tra bảng 6.12 với

 

Trong đó

1 1 0

60000 = 3,14.77,35.339,2860000 =1,37 m/s

Theo bảng 6.13-TTTKHDĐCK Tập 1-tr.106 ta chọn cấp chính xác là cấp 9,theo bảng 6.15 (tr.107) ta chọn  H 0,006, theo bảng 6.16 (tr.107) ta chọn hệ

số kể đến ảnh hưởng sai lệch bước răng g0=73 Suy ra

Do đó H H 481,8(MPa), thỏa mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Điều kiện bền uốn đối với bánh răng côn được viết như sau

- d m1 là đường kính trung bình của bánh răng chủ động

- Y là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng ta có Y 1

- Y F1, Y F2 là hệ số dạng của bánh răng 1 và 2

Với bánh răng côn răng thẳng thì số răng tương đương được tính theo công thức

17

Z vn1= Z1

cosδ1=

26 cos 8,75=26,3

Z vn2= Z2

cosδ2=

169 cos 81,25=1110,9

Với x1=0,40, x1= -0,40 kết hợp với các thông số trên, tra bảng 6.18 ta được

+) K F là hệ số kể đến sự phân bố không tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng thì K F 1

+) K Fv là hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp

σ F 2=σ F 1 . Y F 2

Y F 1=48,84 3,633,57= 49,66 MPa

Vì F1 F1  252MPa và F2 F2  236,5MPa nên bộ truyền đảm bảo độ bền uốn

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy, hãm máy…) với hệ sốquá tải

ax

m qt

T K

T



, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, T max là mômen xoắn quá tải Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại

Ta có k qt=T max

T =

T mm

T1 =1,75 (theo sơ đồ tải trọng)

Để tránh hiện tượng biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax không vượt quá một giá trị cho phép

 

Ta có σ H max=σ H√K qt=379,9.√1,75=502,56≤[σ H]max=1260 MPa

Đồng thời để phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại Fmax tại mặt lượn chân răng không vượt quá một giá trị cho phép

 

Ta có

σ F 1 max=σ F 1 K qt=48,84.1,75=85,47 MPa<[σ F 1]max=539 MPa

σ F 2 max=σ F 2 K qt=49,66.1,75=86,91 MPa<[σ F 1]max=506 MPa

Vậy bộ truyền cấp nhanh thỏa mãn yêu cầu về quá tải

8 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn

Qua các kết quả tính toán ở trên và kết hợp với bảng 6.19 –

TTTKHDĐCK- Tập 1 – tr 111 ta có các thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh như sau :

19

Bảng 6: Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn:

Chiều cao răng ngoài

Chiều cao đầu răng

β

x1,x2

de δ

e h

ae h

fe h

ae d

Re=0,5mte Z12 Z22

b=KbeReRm=Re - 0,5b

R m= ¿190,8 (mm)

Z1 = 28Z2 =169

β=¿00

x1=0,4(mm)x2=-0,4(mm)

de1 =76,57(mm)de2=591,5(mm)

Môđun vòng ngoài

Tỉ số truyền

te m m

Do hộp giảm tốc có công suất trung bình nên ta chọn vật liệu nhóm I có

độ cứng HB < 350 để chế tạo bánh răng Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị độ cứng

Dựa vào bảng 6.1 TK1 ta chọn :

- Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB 192 …240, giới hạn

bền b 750(MPa) và giới hạn chảy ch450(MPa) Chọn độ rắn

1 210

HB 

- Bánh lớn : Thép 45 thường hóa có độ rắn HB 170…217, giới hạn

bền b 600(MPa) và giới hạn chảy ch340(MPa) Chọn độ rắn

H R V xH HL

H

Z Z K K S



Chọn sơ bộ Z Z K R .V xH 1 nên

0 lim

H

K S



21

2.2 Ứng suất uốn cho phép

Ứng suất uốn cho phép được xác định

0 lim

F R S xF FC FL

F

Y Y K K K S

F

K S





,6

4.10

FO

N  được xác định cho mọi loại thép Số chu kỳ thay đổi ứng suất

tương N FE được tính như sau :

2.3 Ứng suất cho phép khi quá tải

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :

Trong đó:T2: là momen xoắn trên trục bánh chủ động (bánh nhỏ);

w w

ba

b a

: là hệ số chiều rộng bánh răng (bảng 6.6 sách TTTKHDĐCK-Tập 1-Tr 97)

• Xác định các thông số ăn khớp

- Mô đun: m= (0,01 ÷ 0,02) aw= (0,01 ÷ 0,02).410 = (4.1 ÷ 8,2)

Chọn mô đun tiêu chuẩn m= 5 (Bảng 6.8-Tr 99-Tập 1)

-Tính số răng của bánh răng trên lần lượt bánh nhỏ và bánh lớn:

Z1= 2 a w

m (u2+ 1)=

2.371 4,5 (4,8+1)=28,3(răng )

2.

t t

Z m c c

a



 

25

cos α tw=162.5 cos00

2.405 =0,939

Do đó tw =2002

• Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Yêu cầu phải đảm bảo (6.33 – TTTKHDĐCK- Tập 1-Tr 105 ) ứng

suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng

σ H=Z M Z H Z ε .√2 T2 K H(u2+ 1)

b w u2 d w 22 ≤[σ H] (CT6.33-Tr105) Trong đó:

ở đây: b- Góc nghiêng bánh răng trên hình trụ cơ

sở-tan b cos tan t    0 b  0(bánh răng trụ răng thẳng =0)

Z- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:

(6.36a-Tr105)

độ nhám R a= 2,5…1,25m, do đó Z R= 0,95; với d a< 700 mm,

Z xH= 1, do đó theo (6.1) và (6.1a) :

¿ >[σ H]=454,5 Zv Z R Z xH=454,5.1 0,95 1 = 431,78 MPa

Như vậy H H thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

• Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Với: Z v1=Z1=28 ; Zv 2=Z2=134

 

0 lim 2

F R S XF FC FL

F

Y Y K K K S

 Thỏa mãn điều kiện bền uốn

• Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Theo (6.48) (Tr110-TTTKHDĐCK) với

K qt=T max

T2 =¿ 3031746,03686194,67 = 4,4

29

¿ >σ F 1 max<[σ F 1]max=462 MPa(TMĐK )

Tương tự: F2max  F2 K qt= 59,29.4,4= 260,89 MPa

¿ >σ F 2 max<[σ F 2]max=429 MPa (TMĐK)

Bảng 7: Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ:

(Dựa theo bảng 6.11-Tr 104-Tập 1- TTTKHDĐCK)

Thông

số

Ký hiệu

d = 670(mm)Đường

w 2

d =683,33

(mm)Đường

d =688,06(mm)Đường

f

d =665,99 (mm)

d =629,59 (mm)

PHẦN III TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ TRỤC

Fr1 = Fa2 = Ft1.tg α cos δ 1=2874.tg20 0.cos 8,750 = 1033 (N)

Fa1 = Fr2 = Ft1.tg α sin δ 1=2874.tg20.sin 8,75 0 = 159 (N)

-trên cặp bánh răng trụ - răng thẳng

Ft3 = Ft4 =

2T2

dw 1 =

2.686194,67 136,67 =10041 (N)

Fr3 = Fr4= Ft2 tgα tw

cosβ =2874.tg21050

cos00 = 1138 (N)Fa3 = Fa4 = 0 (N)

- Lực võng tác dụng lên khớp nối theo phương x là

33

4 Xác định khoảng cách giữa các gỗi đỡ và điểm đặt lực

* Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng

ổ , khe hở cần thiết và các yếu tố khác

• Dựa vào công thức 10.10, 10.12, 10.13 –TTTHDĐCK-Tr 189–Tập 1 ta có:-chiều dài mayơ ở bánh đai trên trục I:

lm12 = (1,2 1,5) d1 = (1,2 1,5) 35 = (42 52,5)

chọn lm12 = 50 mm

-chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ trên trục I:

lm13 = (1,2 1,4) d1 = (1,2 1,4) 35 = ( 42 49)

a Tính toán và thiết kế trục I

-Sơ đồ lực

Fr1 D

6149 Mx

Tính chính xác trục ta sử dụng công thức 10.17 – TTTKHDĐCK-Tr 194 – Tập 1

d10 = 3

√0,1.[σ ] Mtd

[σ] là ứng suất cho phép

Tra bảng 10.5–TTTKHDĐCK-Tr 193–tập 1, ta có với trục I có dsb = 35 mmNên: [σ] = 67 MPa

+Tại mặt cắt A-A (tại vị trí lắp bánh đai)

Dựa vào công thức 10.15 và 10.16 –TTTKHDĐCK- Tr 194 – Tập 1 ta có :

Mu =√M cX2+M cY2 = √41896 2

+ 114930 2 = 122328 (N.mm)Mtd = √Mu2+0,75 T 12 = √1223282+ 0,75.111183,982

= 155678(N.mm)

41