Bản Thuyết Minh Môn Học Cơ Sở Thiết Kế Máy 2

LỜI MỞ 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 hoá lại các kiến thức của các môn học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai lắp ghép, Vẽ kỹ 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 hệ dẫn động tơì keó gồm có hộp giảm tốc bánh răng và bộ truyền đai. Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua bộ truyênf đai tới hộp giảm tốc và sẽ truyền chuyển động tới thùng trộn. Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn có những mảng 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 thể tránh được những sai sót. Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy trong bộ môn để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi được. Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy Đoàn Yên Thế đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao . Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn

TRƯỜNG ĐẠI HỌC THỦY LỢI

Khoa Cơ Khí

Bản Thuyết Minh Môn Học

Cơ Sở Thiết Kế Máy 2

Giảng viên hướng dẫn: T.S Đoàn Yên Thế

Sinh viên: Hà Minh Quân

Sinh viên: Nguyễn Hữu Thắng.

Nhóm đồ án: CK 01 – nhóm 10

Trường Đại Học Thủy Lợi

Bản Thuyết Minh Đồ Án Môn Học

CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY 2

Giảng viên hướng dẫn: T.S Đoàn Yên Thế

Sinh viên: Hà Minh Quân

Sinh viên: Nguyễn Hữu Thắng.

Nhóm đồ án: CK 01 – nhóm 10

Hà Nội 2016-201

LỜI MỞ ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chươngtrình đào tạo kỹ sư cơ khí Đồ án môn học Chi tiết máy là môn học giúp cho sinhviên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môn học như: Chi tiết máy, Sứcbền vật liệu, Dung sai & lắp ghép, Vẽ kỹ thuật đồng thời giúp sinh viên làmquen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốtnghiệp sau này

Nhiệm vụ được giao là thiết kế hệ dẫn động tơì keó gồm có hộp giảm tốc bánhrăng và bộ truyền đai Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua bộ truyênfđai tới hộp giảm tốc và sẽ truyền chuyển động tới thùng trộn

Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn có nhữngmảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảngcủa các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh được những sai sót

Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy trong bộ môn để emcũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi được.Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy ĐoànYên Thế đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ đượcgiao

Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn !

PHỤ LỤC.

I Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

1 Chọn động cơ2.Phân phối tỉ số truyền 3.Tính toán các thông số động học

II.Tính toán thiết kế các bộ truyền ngoài(Bộ truyền đai)

1.Chọn loại đại 2.Xác định thông số của bộ truyền3.Kiểm nghiệm đai về độ bền

III Tính toán thiết kế bánh răng trong hộp giảm tốc

1 Chọn vật liệu

2 Xác định ứng suất cho phép

3 Tính toán cấp nhanh(Bánh răng trụ răng nghiêng )

4 Tính toán cấp chậm (Bánh răng trụ răng thẳng )

IV Tính toán thiết kế kết cấu trục trong hộp giảm tốc

1 Chọn vật liệu

2 Trình tự thiết kế a,Xác định sơ đồ đặt lực

b,Tính sơ bộ đường kính trụcc,Xác định phản lực tại các gối đỡd,Tính chính xác đường kính các đoạn trục

3 Kiểm nghiệm trụ về độ bền mỏi

4 Kiểm nghiệm độ bền của then

V Tính toán và chọn ổ lăn

1.Chọn loại ổ lăn

2.Tính toán chọn cỡ ổ lăn a,Trục I

b,Trục II

VII Danh sách các tài liệu tham khảo

- Tập 1 : Chi Tiết Máy (Tập 1+2)- (Nguyễn Trọng Hiệp)

- Tập 2 : Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khi (Tập 1+2)

(Trịnh Chất – Lê Văn Uyển )

- Dung sai và lắp ghép – Ninh Đức Tốn

BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

ĐỀ SỐ: 15 -

Động cơ- đai- bộ truyền bánh răng 2 cấp khai triển- khớp nối- thùng trộn

Hệ thống băng tải gồm:

1 Động cơ điện 3 pha

2 Bộ truyền đai thang

3 Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi cấp nhanh

4 Nối trục đàn hồi

5 Thùng trộn ( chiều quay từ trái sang phải)

Số liệu cho trước:

- Công suất trên trục thùng trộn : P = 3 (kw)

- Số vòng quay trên trục thùng trộn : n = 28 (vg/ph)

- Tỷ số truyền hộp giảm tốc: uh = 13

- Tỷ số truyền bộ truyền ngoài un = 4

- Thời gian phục vụ : L = 5 (năm)

- 1 năm làm việc : a= 300 (ngày)

- Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, 1 ca làm việc: t = 6 giờ

- Đặc tính tải trọng: va đập nhẹ

- Momen mở máy Tmm = 1,4T1

- Chế độ tải: T1 = T; T2 = 0,8 T; T3 = 0,7 T

Sơ đồ tải trọng

t1 = 3 (giờ); t2 = 2 (giờ) ; t3 = 1 (giờ) -

PHẦN I TÍNH TOÁN THÔNG SỐ ĐỘNG HỌC CỦA HỆ DẪN ĐỘNG

BĂNG TẢI 1.Chọn động cơ điện :

a Xác định công suất:

Công suất động cơ phải thoả mãn Pđ/c > Py/c

Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức (2.8)[1]:

P yc = Ptd =

Pct β

η.

Trong đó: Pyc : Công suất yêu cầu trên trục động cơ(kW)

Ptd : Công suất trên trục máy công tác

η : Hiệu suất truyền động

*η: Hiệu suất bộ truyền 1

n j i

Hiệu suất ổ lăn : ηol = 0,995

Hiệu suất đai : ηđ = 0,95

Hiệu suất nối trục : ηk = 0.99

Hiệu suất bánh răng: ηbr = 0.98

P

 = 3.019 (KW)

b Xác định tốc độ đồng bộ:

n1 = nlv. Uh = 28.13 = 364 (vòng/phút)

nsb = n1 Un = 364.4 = 1456 (vòng/phút)

nlv= nsb ulv

Tra bảng P1.3 <237> chọn động cơ có thông số sau:

+ Tên động cơ : 4A100L4Y3

<=> 511 ≤ a ≤ 1820

Với a = 688,7 mm thỏa mãn điều kiện

3 Xác định chiều dài đai

i = 5,12 < 10 => thỏa mãn điều kiện

tra bảng 4.13 <59> chọn l tiêu chuẩn = 3000 mm

P C C C C

Trong đó:

P1 = 4 kW Công suất trên trục bánh đai chủ động[P0]=4.1 kW Công suất cho phép (Bảng 4.19[TL1])

Kd = 1,1 Hệ số tải trọng động (Bảng 4.7[TL1])

Cα = 0,92 Hệ số kể đến ảnh hưởng góc ôm α1=148,8o (Bảng

4.15[TL1])

Cl = 1,0 Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai (Bảng 4.16

Cu = 1,135 Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền (Bảng

4.17

Cz = 1 Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều

tải trọng cho các dây đai (Bảng 4.18

=> z = 1,027Chon z = 2 Chiều rộng bánh đai theo 4.17/63 và bảng 4.21/63

B = (z – 1).t + 2.e = (2 – 1).19 + 2.12,5 =44 (mm) Đường kính ngoài của bánh đai:

da = d + 2.h0 = 200 + 2.4,2 = 208,4 (mm)

5 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng ban đầu được tính theo 4.19/63

1 0

780 .

d v

Fv : Lực căng do lực li tâm sinh ra Fv = 0 khi bộ truyền có khả

năng tự điều chỉnh lực căng Nếu định kỳ điều chỉnh lực căng thì Fv = qm.v2 (qm : Khối lượng 1 mét chiều dài đai tra

bảng13.3/22[TL3]) Fv = 0,178 14,862 = 39,3(N)

F

= 164,81

A Bộ truyền cấp nhanh: Bánh răng nghiêng, tỉ số truyền u 1 =4,79

Trong đó σ H lim o và σ Flim o là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng

suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB1 = 245Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB2 = 230Vậy:

k = mF F

FE

m N

mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn

Do chọn độ rắn mặt răng HB<350 nên mH=6;mF=6

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE, NHF được tính theo công thức 6-7/93[TL1]; 6-8/93[TL1]:

3 HE



;

1 FE

ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.

ti tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

NFE2 > NFo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KFL2 = 1, tương tự KFL1 = 1

Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức 6-1/91[TL1]

và 6-2/91[TL1]

  lim

o H

H

Z Z K K S



  lim

o F

F

Y Y K K K S

KxH Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

YR Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Ys Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn.

KFC Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều

=> KFC = 1

KHL; KFL Hệ số tuổi thọ

SH ; SF Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn

Hlim Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Flim Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sởKhi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.Ys.KxF = 1



  Flim

FL FC F

T1 Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1=73274,3 Nmm

σH Ứng suất tiếp xúc cho phépσH =495,4 (Mpa)

u Tỉ số truyền u = 4,807

w w

K Hệ số kể đến sự phân bố không đềi tải trọng trên chiều rộng

vành răng khi tính về tiếp xúc

Tra bảng 6-7/98[TL1] => K Hβ= 1,12

aw = 153,4

Lấy tròn aw = 154 mm

b.Xác định các thông số ăn khớp

Theo công thức 6-17[TL1] ta có m=(0,010,02).aw = 1,54 3,08

Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 2

Chọn sơ bộ góc nghiêng β=10o, do đó cosβ = 0,9848 Theo 6-31/103[TL1]

ZM Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp,

=trị số ZM tra trong bảng 6-5/96[TL1] ZM = 225 Mpa^ (1/3)

ZH Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc

2.cosβ sin 2α

b H

Kiểm nghiệm về độ bền uốn

Theo công thức 6-43/108[TL1] ta có σf1 = 2T1k1=YƐYβYF1/( bwdw1m ) Trong đó Với CCX 9; v< 2,5m/s; Kfα=1,37; kfβ = 1,24

Β= 15,4o; Yβ = 0,89; YƐ = 0,61

σ F 2=σ F 1 Y F 1

Y F 2=93, 9≤[ σF 2]

Kiểm nghiệm răng về quá tải

Điều kiện về quá tải theo công thức 6-48/110[TL1] và 6-49/110[TL1] với

mmmm

Đường kính lăn dw dw1=2.aw/(u+1)

dw2= dw1.u

41,45198,5

mmmmĐường kính đỉnh

răng

da da1=d1+2m

da2=d2+2m

56,8255,8

mmmmĐường kính đáy

răng

df df1=d1 – 2,5.m

df2=d2 – 2,5.m

47,8246,8

mmmmGóc nghiêng của

Răng

B Bộ truyền cấp chậm : Bánh trụ răng thẳng, tỉ số truyền u 1 =2,92

Trong đó σ H lim o và σ Flim o là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng

suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốnChọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB1 = 245

Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB2 = 230Vậy:

Fo

N  (Vì chọn vật liệu là thép)

Xác định hệ số tuổi thọ:

0 HL

k = mF F

FE

m N

mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn

Do chọn độ rắn mặt răng HB<350 nên mH=6;mF=6

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE, NHF được tính theo công thức 6-7/93[TL1]; 6-8/93[TL1]:

3 HE



;

1 FE

Với Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

ti tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

NFE2 > NFo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KFL2 = 1, tương tự KFL1 = 1

Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức 6-1/91[TL1]

và 6-2/91[TL1]

  lim

o H

H

Z Z K K S



  lim

o F

F

Y Y K K K S

KxH Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

YR Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Ys Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn

KFC Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều

=> KFC = 1

KHL; KFL Hệ số tuổi thọ

SH ; SF Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn

Hlim Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Flim Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sởKhi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.Ys.KxF = 1



  Flim

FL FC F

  lim1  

1 1

H

T K u

 Theo bảng 6.7 [TL1] Chọn K H = 1,05 (Sơ đồ 5)

Sơ bộ khoảng cách trục :

a = 162,68 (mm)

a

m u = 2.163/[ 2(2,92+1)] = 41,6 (răng)Chọn z3 = 42 răng >

Vì Z3 > 30 răng nên không cần dịch chỉnh !

- Số răng bánh lớn :

z4 = u.z3 = 2,92 42 = 122,64 Chọn z4 = 123 răng

Tỉ số truền chính xác : U = 2,93Tính lại khoảng cách trục: aw=u(z3+ z4)/2=241,72 mm

 (răng thẳng b = 0 )Với bánh răng thẳng, Hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc :

d n



= 0,428 m/sTheo bảng 6.13 [TL1] ta chọn cấp chính xác 9, do đó theo bảng 6.16[TL1] :

Go = 73 (Hệ số kể đến sai lệch bước răng)

da2 = 255

mmmmĐường kính đáy răng df df1 = 78,75

df2 = 243,75

mmmm

PHẦN IV: THIẾT KẾ KẾT CẤU TRỤC





Trong đó:

T momen xoắn, Nmm[τ] ứng suất xoắn cho phép, Mpa Chọn [τ1] = 20 Mpa => dsb1= 26,36 mm

Lấy dsb1= 30 (mm)

dsb2 = 43,7 mmLấy dsb2= 50 (mm

dsb3= 61,4 mmLấy dsb3= 70 (mm)

lm31 = ( 1,2 1,5 ) 70 = 84 105 (mm) Chọn lm31 = 98 mmChiều rộng các khoảng cách khác được tra trong bảng 10-3/189[TL1]:

Chọn k1 = 10Chọn k2 = 10Chọn k3 = 15Chọn kn = 18

Xác định chiều dài giữa các ổ:

1700, 42 28,5

Mặt phẳng zOy:

Tổng momen :

3 32 32

31

1672,17.148,5

1144,32( ) 217

r Y

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ lăn A

Tải trọng nhỏ và chỉ chịu lực hướng tâm nên ta dùng ổ bi đỡ 1 dãy có các gối đỡ 0

và 1 với Chọn loại cỡ trung 306 với :

=> Kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với : Fr = Flt11 = 18092N

Ổ bi đỡ với Fa= 0, tải trọng quy ước trên gối đơ 1

Tải trọng nhỏ và chỉ chịu lực hướng tâm nên ta dùng ổ bi đỡ 1 dãy có các gối đỡ 0

và 1 với chọn cỡ trung kí hiệu 310 với

=> Kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với : Fr = Flt21 = 10714N

Ổ bi đỡ với Fa= 0, tải trọng quy ước trên gối đơ 1

 

1 ( 1 r1 1. a1) t d 1.1.10714.1,3.1 14782,56

Vì tải trọng thay đổi nên ta tìm

Tải trọng nhỏ và chỉ chịu lực hướng tâm nên ta dùng ổ bi đỡ 1 dãy có các gối đỡ 0

và 1 với Chọn loại cỡ tủng 314 với :

d=70 mm; D=150 mm; C= 81,7KN; Co= 64,5 KN

* Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

Vì trên đầu ra của trục III có lắp nối trục vòng đàn hồi

=> nên chọn chiều của Fx33 ngược vơi chiều đã dùng khi tính toán tức là cùng chiềuvới Fx32:

=> Kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với : Fr = Flt31 = 10714N

Ổ bi đỡ với Fa= 0, tải trọng quy ước trên gối đơ 1

 

1 ( 1 r1 1 ) a1 t d 1.1.10714.1,3.1 13928, 2

Vì tải trọng thay đổi nên ta tìm

Mômem xoắn danh nghĩa cần truyền là: T = 73274,3 Nmm

Mômen xoắn tính toán là:

Theo công thức 16.1[2] ta có: Tt = k.T

Với k: hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy Theo bảng 16.1[2] lấy

k = 1,5

Vậy Tt = 1,5.22,419 = 33,629 (Nm)

Theo bảng 16.10a[2], với đường kính của trục 1 là 84 mm ta chọn kích thước

cơ bản của nối trục vòng đàn hồi

Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi

-*Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt

Ta có điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi là:

σd= 2 kT

ZDodcl3≤ [ σ ]d với [σ]d=2 MPa

Ta có σd= 2 1,5.22419

4 90 14 28 =0 , 48 ( MPa) thỏa mãn σ d≤[σ]dĐiều kiện sức bền của chốt:

lt: chiều dài then

b,h,t: các kích thước của then[d]: ứng suất dập cho phép, MPa[c]: ứng suất cắt cho phép

Ta có bảng kết quả kiểm nghiệm then đối với các tiết diện của trục

Vật liệu để chế tạo vỏ hộp là gang xám GX15-32

phương pháp chế tạo là đúc.bề mặt lắp ghép của vỏ hộp thường đi qua tâm các trục.nhờ đó việc lắp ghép các chi tiết sẽ thuận tiện hơn

các kích thước của các phần tử tạo nên hộp giảm tốc đúc được tính theo bảng (18.1)(TL2)

biểu thức tính toán Kết quả chiều dày : thân hộp, δ

8 mm166,6mm

14 mm

10 mm

8 mm Măt bích ghép lắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp,S3

Chiều dày: khi không có

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành

Giữa mặt bên các bánh răng

với nhau:

(phụ thuộc loại hộp giảm tốc và lượng

dầu bôi trơn trong hộp

Vơi L chiều dài hộp

B chiều rộng hộp

4 chiếc