1 PHẠM văn NGỌC

Thiết kế ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY là một môn học sơ bản của ngành cơ khí .Môn học này không những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn , thực tế hơn với những kiến thức đã được học, m

LỜI NÓI ĐẦU

Hiện này trên thế giới ngành chế tạo máy đang rất phát triển và chiếm một vai trò quan trọng.

Thiết kế ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY là một môn học sơ bản của ngành cơ khí Môn

học này không những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn , thực tế hơn với những kiến thức đã được học, mà còn là cơ sở rất quan trọng của các môn chuyên ngành sẽ được học sau này.

Đề tài được giao là thiết kế hệ dẫn đông băng tải gồm có hộp giảm tốc hai cấp bánh răng côn trụ răng thẳng và bộ truyền đai.

Do lần đầu làm quen với công việc thiết kế chi tiết máy cùng với sự hiểu biết còn hạn chế, nên không thể tránh khỏi những sai sót kính mong được sự hướng hẫn và chỉ

bảo tận tình của thầy VŨ THẾ TRUYỀN và các thầy trong bộ môn.

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

VŨ THẾ TRUYỀN đã trực tiếp hướng dẫn chỉ bảo tận tình để em hoàn thành tốt

nhiệm vụ được giao.

Thái Nguyên, ngày 25 tháng 11 năm 2016

Sinh viên

Phạm Văn Ngọc

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 1

Chương 1: Tính chọn động cơ và phân chia tỷ số truyền 5

1.1 Tính chọn động cơ 5

1.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ 5

1.1.2 Tính số vòng quay của trục 5

1.1.3 Chọn động cơ 6

1.2 Phân chia tỉ số truyền 6

1.2.1 Công suất động cơ trên các trục 6

1.2.1 mô men uốn trên các trục 6

1.3 thông số trong bảng 7

Chương II: Tính toán thiết kế các bộ truyền 8

2.1 Thiết kế các bộ truyền đai 8

2.1.1 Chọn loại đai 8

2.1.2 Các thông số bộ truyền 8

2.1.2.1 Đường kính bán dẫn 8

2.1.2.2 Khoảng cách trục 10

2.1.2.3 Chiều dài đai 10

2.1.2.4 Góc ôm của đai 10

2.1.2.5 Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai 11

2.1.2.6 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng nên trục 12

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 13

2.2.1 Chọn vật liệu 13

2.2.2 Xác định ứng suất cho phép 13

2.2.3 Xác định các thông số của bánh răng 17

2.2.4 Xác định các ứng suất cho phép 18

2.2.4.1 Định môđun 18

2.2.4.2 Xác định số răng , 18

2.2.4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 18

2.2.4.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 21

2.2.4.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải 23

2.2.4.6 Các thông số và kích thước bộ truyền 24

2.3 Tính toán bộ truyền trong 25

2.3.1 Tính sơ bộ đường kính trục 25

2.3.2 Tính khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 25

2.3.3 Tính toán cụ thể 27

2.3.3.1 Lực từ khớp nối tác dụng lên trục 27

2.4 Tính toán thiết kế trục 27

2.4.1 Tính trục I 27

2.4.2 Tính trục II 33

2.5 Tính toán ổ lăn 38

2.5.1 Trục I 38

2.5.1.1 Chọn loại ổ trượt 38

2.5.1.2 Chọn sơ bộ ổ cỡ trung 38

2.5.1.3 Tính kiểm nghiệm khả năng chịu lực của ổ 38

2.5.1.4 Kiểm nghiệm khả năng chịu tải tĩnh 40

2.5.2 Trục II 40

2.5.2.1 Chọn loại ổ trượt 41

2.5.2.2 Chọn sơ bộ ổ cỡ trung 41

2.5.2.3 Tính kiểm nghiệm khả năng chịu tải của ổ 41

2.5.2.4 Kiểm nghiệm khả năng chịu tải tĩnh 43

Kết luận và kiến nghị 44

Tài liệu tham khảo 44

CHƯƠNG I : TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN

CHIA TỶ SỐ TRUYỀN

1.1 TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ

1.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ :

Với P t là công suất trên trục công tác ( KW )

*Công suất cần thiết trên băng tải

*Tỷ số truyền của từng bộ tham gia

u t=u br u dt=4 5=20

u1= u h=u t

u d=

21,53

4 = 5,38

1.2.1 Công suất động cơ trên các trục :

 Công suất động cơ trên trục dẫn II :

P II=P lv/η ol η k= 3,15 / 0,995.0,99 = 3,19 (kw)

 Công suất động cơ trên trục dẫn I :

u1=

187,6 5,38 =¿ 34,85(v/p)

* Momen xoán trên các trục:

* Momen xoán động cơ theo công thức :

* Momen xoắn trên trục II là :

M II=9,55.106P II

n II=9,55.10

6 3,19 28,77=¿ 1058898 (N/mm)Tra có bảng thông số sau :

CHƯƠNG II TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

2.1 THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN ĐAI

2.1.1 Chọn loại đai

Điều kiện làm việc : va chạm nhẹ

Từ các thông số của động cơ và tỷ số truyền của bộ truyền đai:

Trong đó T1là momen xo n trên tr c bánh đai nh Nmmắn trên trục bánh đai nhỏ Nmm ục bánh đai nhỏ Nmm ỏ Nmm

b, Xác định đường kính đai lớn : d2

d2= d1.u

(1−ε)=

180.4 (1−0,02)=734(mm)Theo b ng tiêu chu n ta ch n ảng 4,6 ta chọn ẩn ta chọn ọn d2= 750 mm

Trong đó : u là t s truy nỷ số truyền ố truyền ền

𝛆 =0,01-0,02 – h s trệ số trượt ố truyền ượt t

2.1.2.2 Khoảng cách trục :

a≥ 1,5……2(d1+d2) ⟺ a ≥ 1,5……2(180+750) ⟺a ≥ 270… 1500(mm)

2.1.2.5 Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai :

Di n tích ti t di n đai d t đệ số trượt ết diện đai dẹt được xác định từ chỉ tiêu về khả năng ệ số trượt ẹt được xác định từ chỉ tiêu về khả năng ượt c xác đ nh t ch tiêu v kh năngịnh từ chỉ tiêu về khả năng ừ chỉ tiêu về khả năng ỉ tiêu về khả năng ền ảng 4,6 ta chọn kéo c a đai ủa đai

+ Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài = ng n i tâm b truy n ngoài = ố truyền ộ truyền ngoài = ền 800

→ ng su t căng ban đ u Ứng suất căng ban đầu ất có ích cho phép được xác định theo công thức ầu σ0 =1,8 ,Mpa

Theo b ng 4.9 ta có ảng 4,6 ta chọn

+K1 =2,5 +K2 =10

→[σ F]0 =K1 - K2 δ

d1 = 2,5 - 10.4,5180 =2,25(Mpa )

Chọn b=50 theo tiêu chuẩn chiều rộng ai đai :

2.1.2.6 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng trên trục :

Với σ0 đã chọn khi xác định [σ F]0 tính lực căng ban đầu

F0 =σ0 b.𝛅=1,8.50.4,5=405(N)

Lực tác dụng lên trục

F r =2F0sin(α1

2)= 2.405 sin (161 ,92 0) =799,9(N)

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

[σ H ] = σ ° Hlim K HL

S H ( 1) [σ F ] = σ ° Flim K FC K FL

S F ( 2)Trong đó : σ ° Hlim , σ ° Flim lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

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

Tra bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 … 350

N FO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

N FO = 4 106 đối với tất cả các loại thép

N HE ,N FE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi :

 Kiểm tra sơ bộ ứng suất :

1,25 [σ Hmin] = 1,25 518,18 = 647, 73 MPa ¿ 527,39 => Thỏa mãn yêu cầu Theo :

a w 1 = K a ( u1+1 ¿ 3

√T1 K Hβ

¿ ¿ ¿ ( * )+ K a – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng Theo bảng 6.5 với cặp bánh răng ,răng thẳng thép – thép : K a = 49,5 MPa1/3

+ T1 – momen xoắn trên trục bánh chủ động , Nmm

+ [σ H ] – ứng suất tiếp xúc cho phép , MPa

Tra bảng 6.7 với sơ đồ 6 : K Hβ = 1,05

Thay các giá trị vào (*) ta được :

Đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ :

a w = m.(z1 +z2)

2 = 1,5 (22+110)2 = 99 mm

2.2.4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

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

σ H = Z M Z H Z ε √2 T1 K H .(u+1)

b w .u d2w 1 ≤ ¿ ¿ ] Trong đó :

+ Z M- là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp Tra bảng 6.5

ta được Z M =274 MPa1/3

+ K Hβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng răng , tra bảng 6.7 ta được : K Hβ = 1,05

+ K Hα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng, đồng thời ăn khớp K Hα = 1

Ta có với : v = 2,36 m/s ¿ 2,5 m/s , z v = 1 với cấp chính xác là động học là 6, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 5 , khi đó cần gia công đạt độ nhám

R a = 2,5… 1,25μm , do đó Z R = 0,95 Với d ≤ 700 mm , K xH = 1

Với [ σ H ] = [ σ H ] Z v Z R K xH = 527,39 1 0,95 1 = 501,02

Vậy hệ thống vẫn đảm bảo hoạt động tốt

2.2.4.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

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

σ F 1 = 2 T1 K F .Y ε .Y β .Y F 1

b w d w 1 m ≤ [σ F 1]

σ F 2 = σ F 1 Y F 2

Y F 1 ≤ [σ F 2 ]Theo bảng 6.7 : K Fβ = 1,1 , theo bảng 6.14 với v < 2,5 m/s và cấp chính xác là 6 , K Fα = 1,05

Y S = 1 độ nhạy cảm của vật liệu đối với tập trung ứng suất

Y R = 1 độ nhám bề mặt lượn chân răng

2.2.4.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy , hãm máy , …

vv ) với hệ số quá tải :

K qt = T max

T

Trong đó : T max là momen xoắn quá tải , T là monen danh nghĩa

Theo 6.48 với K qt = T max

T = 2,2

σ H 1 max = σ H √K qt = 261,79 √ 2,2 =388,29 MPa < [σ H ¿max = 1260MPa

Theo (6.49) :

σ F 1 max = σ F 1 K qt = 65,42 2,2 =143,92MPa <[σ F 1 ¿max = 464MPa

σ F 2 max = σ F 2 K qt = 58,8 2,2 =129,36 MPa < [σ F 2 ¿max = 360MPa

Vậy bánh răng thõa mãn điều kiện bền khi làm việc quá tải

Số răng bánh răng z1 = 22 , z2 = 110

Hệ số dịch chỉnh x1 = 0 , x2 = 0

2.3 Tính toán bộ truyền trong

2.3.1tính sơ bộ về đường kính trục

Theo công thức 10.9 ta có : d K>√3 T k

0,2 [τ]❑

Trong ó : đai : T K là momen xoắn Nmm

[τ] là ứng suất xoắn cho phép

Chọn [τ]= 20 MPaĐường kính ầu vào của hộp giảm tốc làđai :Với P1 = 3,3 (kW) , n1 = 187,5 , T1 = 9,55 10 6 P1

n1 =

168080 NmmTrương tự với u1 = 5,38

T2= 1058898 NmmĐường khính trục sơ bộ là :

d1 = 35 mm : d2 = 55mm

b01 = 21 b02 = 29

2.3.2 Khoảng cách giữa các gỗi đỡ và điểm đặt lực

Chiều dài may ơ bánh ai , may ơ bánh răng trụđai :

l m 11 = 52 mmChiều dài may ơ khớp nối

l m 22= 120mm

Chiều dài bánh răng trụ lớn

l m 21= 66mmChiều dài bánh răng trụ nhỏ

= 184 mm_ trục 2

Tại tiết diện 1 -1

τ a = τ m = τ max/ 2 = 11,69 MPaTra bảng 10.12 và bảng 1.10 ta có :

K σ = 1,76

K τ = 1,54

ε σ = 0,88 ; ε τ = 0,77

Tra bảng 10.16 ta có kiểu lắm : k6Thay vào công thức ta có :

Với d1= 25 mm ta chọ then lắp ghép : b = 6 : h = 6 : t1

= 4,2 : t2= 5,5Chiều dài then : l = 0,8 lm13 = 29,2

102782,7 15167,25

28980

My

145596,16 Mz

510948 Mx

M x = y4 l22 = 1288 75,5 = 97244 N.mm

M y= X4.l22 = 3324 75,5= 250962 N.mm

M xtt = 12 F a 3 d m3 = 1110,6 66,67 / 2 = 37021,85

Moomen xoắn T2 = 1058898

a Tính chính xác trục

Kiểm tra mặt cắt nguy hiểm : tra bảng 10.16

Tại tiết diện 1 -1

τ a = τ m = τ max/ 2 = 41,36 MPaTra bảng 10.12 và bảng 1.10 ta có :

K σ = 1,46

K τ = 1,54

ε σ = 0,89 ; ε τ = 0,76

Tra bảng 10.16 ta có kiểu lắm : k6Thay vào công thức ta có :

S = 1,8

Ta chọn ường kính lắp trục là : d = 50 mmđai :

Ta chọn ược ường kính trục làm ổ bi : đai : đai : d01= 45 mm

c, Chọn then lắp ghép giữ khớp nối với bánh răng và trục :

Với d = 40 mm ta chọ then lắp ghép : b = 10 : h = 8 : t1

= 5 : t2= 3,4Chiều dài then : l = 0,8 lm23 = 61,6

2.5.1.3 Tính kiểm nghiệm khả năng chịu tại động của ổ :

_ Theo bảng 11.4 với ổ đũa đỡ - chặn e = 1,5 ; tga = 1,5.tg(13,50 ) = 0,3601 Theo (11.7 ) lực dọc trụng do hướng tâm sinh ra trên ổ :

F r 0 = √X12

+Y12 = 1788,3 N

F r 1 = √X22+Y22 = 2633,8 N

Trong đó với ổ đũa m = 10/3 , L hi xem sơ đồ trên h 11.1b

Theo (11.1 ) khả năng tải trọng động của ổ

C d = Q E L0,3

Trong đó : L = 60.n 10 −6 .L h = 20000

Như vậy ổ đảm baoor khả năng chịu tải động , có các thông số ( bảng p2.11, ) phụ lục

d = 30mm , D = 72mm , T = 18,25 mm , C = 40mm , C0 = 29,9 mm

2.5.1.4 Kiểm nghiểm khả năng chịu tải tĩnh :

Theo bảng 11.6 với ổ đũa côn X0 = 0,5 , Y0 = 0,22 cotga = 0,912

0,22.cotg(11,66 ) ; theo công thứ 11.19 khả năng tải tĩnh

Khá nhỏ so với trục hướng tâm , nhưng do tải trong quá lớn và yêu cầu nâng cao

độ cứng , chọn ổ đửa côn và bố trí các ổ như hình 11.1a

_ Theo bảng 11.4 với ổ đũa đỡ - chặn e = 1,5 ; tga = 1,5.tg(10,50 ) = 0,31 Theo (11.7 ) lực dọc trụng do hướng tâm sinh ra trên ổ :

Theo (11.1 ) khả năng tải trọng động của ổ

C d = Q E L0,3

Trong đó : L = 60.n 10−6 .L h = 80 ( triệu vòng )

Như vậy ổ đảm baoor khả năng chịu tải động , có các thông số ( bảng p2.11, ) phụ lục

d = 35mm , D = 80mm , T = 22,75mm , C = 48,1mm , C0 = 35,3mm

2.5.2.4 Kiểm nghiểm khả năng chịu tải tĩnh :

Theo bảng 11.6 với ổ đũa côn X0 = 0,5 , Y0 = 0,22 , cotga = 0,17

0,22.cotg(11,66 ) ; theo công thứ 11.19 khả năng tải tĩnh

 Sau quá trình học tập và nghiên cứu em đã biết cách chọn động cơ, tính toán

bộ truyền đai, thiết kế được bộ truyền trong gồm các thông số bánh răng côn và bánh rằn trụ, tính toán thiết kế được các trục và ổ lăn.

 Xong trong quá trình tính toán vẫn còn nhiều chỗ chưa hợp lý, sai số còn lớn.

* KIẾN NGHỊ :

 Tài liệu : đầy đủ rõ ràng dễ hiểu

 Thời gian : phù hợp đủ thời gian để hoàn thành bài tập được giao

 Kinh nghiệm :Lần đầu làm đồ án còn một số sai sót em mong thầy giúp đỡ em.Em xin chân thành cảm ơn !

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1 Chi tiết máy ,tập I và II : Nguyễn Trọng Hiệp