đồ án truyền chuyển động cơ khí

Nội dung thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về tra cứu tài liệu, vẽ kĩ thuật, dung sai lắp ghép và cơ sở thiết kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một các

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án cơ học máy là một trong những đồ quan trọng của sinh viên ngành kĩ thuật, trong đó bao gồm cả ngành Kĩ Thuật cơ khí Nội dung thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về tra cứu tài liệu, vẽ kĩ thuật, dung sai lắp ghép và cơ sở thiết kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một cách khoa học

và tạo tiền đề cơ sở cho các đồ án tiếp theo.

Hộp giảm tốc là một cơ cấu được sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng

và công nghiệp nói chung Trong môi trường công nghiệp hiện đại ngày nay, việc tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc sao cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng.

Được sự hướng dẫn tận tình của thầy Nguyễn Duy Chỉnh, em đã thực hiện thiết

kế hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng để tổng hợp kiến thức về nguyên lý máy và ôn tập kiến thức đã học vào một hệ thống hoàn chỉnh Sự giúp đỡ tận tình của thầy đã giúp em có thể hoàn thành được đồ án này Nhưng vì trình độ và khả năng có hạn nên đồ án chắc chắn sẽ không tránh khỏi sai sót, em mong nhận được những nhận xét để có thể hoàn thiện tốt hơn cho em thêm kinh nghiệm để làm các

đồ án sau này.

Em xin chân thành cảm ơn thầy

BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ HỌC MÁY

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

-Đề số 1 Phương án 3

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I Chọn động cơ:

Thông số đầu vào:

 Lực kéo băng tải: F =3200 (N)

- Số cặp ổ lăn : m = 4

- Số bộ truyền đai : k = 1

- Số khớp nối : h =1

Tra bảng [1] 19 2.3 B ta được:

- Hiệu suất bộ truyền bánh răng : br  0,97

- Hiệu suất bộ truyền đai : đ  0,95

- Hiệu suất ổ lăn : ol  0,99

- Hiệu suất khớp nối : kn 1

Tỉ số truyền bộ truyền đai: u đ= ¿3

Tỉ số truyền bộ truyền hộp giảm tốc: u hộp giảm tốc=9

 Công suất trên trục III:

 Mô men xoắn trên trục III

PHẦN 2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI

I Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang

+⌊P o ⌋ Thông số yêu cầu

¿

1, Chọn loại đai và tiết diện đai

Với P= 6,708

+ P công suất trên trục bánh đai chủ động P=6,781(KW)

Công suất cho phép:⌊P o ⌋=2,73(kW) và L o= ¿ 1700 mm( bảng 4.19 với d 1 =112 (mm) và v=17,3 (m/s)

+K đ hệ số tải trọng động, tra bảng 4.7/55(1) ta được K đ =1+0,2 = 1,2 ( nhóm I) + hệ số ảnh hưởng của góc ôm α1= ¿ 165,3 ∈(150÷ 180¿

C α = 1– 0,0025(180 – α ) =1– 0,0025(180 – 165,3)= 0,963

+ C L hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai, tra bảng 4.16/61 theo l l

O= 18001700 = 1,06 Chọn C L = 1

+ C i chọn hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền, tra bảng 4.17/61 với i t =2,9 chọn C i = 1,135

+C z hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai, tra bảng 4.18/61 với Z =P P

0= 6,7812,73 = 2,5 chọn C Z = 0,95

Z= 2,73.0,963.1 1,135 0,956,781.1,2 = 2,9

 Z=3

5.Các thông số cơ bản của bánh đai

Chiều rộng bánh đai B=(Z-1)t+2e

Góc chêm của mỗi rãnh đai:φ= 34°

Đường kính ngoài của bánh đai : d a1 =d 1 +2.h o =112+2.3,3=118,6 (mm)

d a2 = d, 2 +2.h o = 315+2.3,3=321,6 (mm) Đường kính dây bánh đai : d f1 = d a1 -H =118,6-12,5=106,1 (mm)

d f2 =d a2 -H=321,6-12,5=309,1 (mm)

6.Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Sức căng ban đầu

F0=780 P K d

v C α Z +Fv Chọn bộ chuyền tự điều chỉnh độ căng F v = 0 (N)

qm – khối lượng 1 mét đai, tra bảng B 4.22/64 (1) ta chọn qm=0,105

n l= 2935 (vòng / phút )

i t =2,9

Phần 3 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

I Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

N HE1 > N HO1 => lấy N HE1 = N HO1 => K HL1 = 1

N HE2 > N HO2 => lấy N HE2 = N HO2 => K HL2 = 1

N FE1 > N F01 => lấy N FE1 = N F01 => K HL1 = 1

N FE2 > N Fo2 => lấy N FE2 = N F02 => K HL2 = 1

Do vậy ta có:

b,Ứng suất cho phép khi quá tải:

{[σ H]max=2,8 max(σ ch1 ;σ ch2)=2,8.650=1820(MPa)

M 1 -Mô mem xoắn trên trục chủ động: M 1 = 62883,598 (N.mm)

[σ H] - Ứng suất tiếp xúc cho phép:

m=(0,01 ÷ 0,02).a w=(0,01 ÷ 0,02) 116,56=(1,165÷2,331)Tra bảng 6.2/99 ta chọn m theo tiêu chuẩn m=2 (mm)

Tra bảng 6.13/106 với bánh răng trụ răng nghiêng và v=2,98( m/s) ta được cấp chính xác của bộ truyền là CCX=9

d a2  d w2 =191,26(mm)≤400 (mm)=> K xF =1 là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn.

6,kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng:

a kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc:

σ H= Z M.Z H.Z ε.√2 M1 K H .(u t+1)

b w .u t d w12 ≤ [σ H¿

[σ H¿- Ứng suất tiếp xúc cho phép

ZM- Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5/96 (1)

Ta có ZM-Hệ số 274 Mpa1/3

ZH- Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:

ZH=√ 2cos β b

sin ⁡(2 α tw)= √2 cos ⁡(14) sin ⁡(2.21) = 1,702

Zε- hệ số sự trùng khớp của bánh răng, phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang

[σ F 1¿;[σ F 2¿- Ứng suất cho phép của bánh chủ động và bị động

K F- Hệ số tải trọng khi tính về uốn:

Z v 2= Z2

cos3β=

92 cos316=103,576

II Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

SH; SF – Hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn

c – số lần ăn khớp trong một lần quay, c = 1

N HE1 > N HO1 => lấy N HE1 = N HO1 => K HL1 = 1

N HE2 > N HO2 => lấy N HE2 = N HO2 => K HL2 = 1

N FE1 > N F01 => lấy N FE1 = N F01 => K HL1 = 1

N FE2 > N Fo2 => lấy N FE2 = N F02 => K HL2 = 1

b,Ứng suất cho phép khi quá tải:

{[σ H]max=2,8 max(σ ch1 ;σ ch2)=2,8.650=1820(MPa)

M 2 -Mô mem xoắn trên trục chủ động: M 1 = 195146,459 (N.mm)

[σ H] - Ứng suất tiếp xúc cho phép:

=> α t=α tw= arctg(cosβ tgα ¿= arctg(cos12tg20 ¿= 20°

d a4  d w4 =237,36(mm)≤400 (mm)=> K xF =1 là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn.

6,kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng:

b kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc:

σ H= Z M.Z H.Z ε.√2 M1 K H .(u t+1)

b w .u t d w12 ≤ [σ H¿

[σ H¿- Ứng suất tiếp xúc cho phép

ZM- Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5/96 (1)

Ta có ZM-Hệ số 274 Mpa1/3

ZH- Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:

ZH=√ 2.cos β b

sin ⁡(2 α tw)= √2 cos ⁡(11) sin ⁡(2.20) = 1,749

Zε- hệ số sự trùng khớp của bánh răng, phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang

[σ F 1¿;[σ F 2¿- Ứng suất cho phép của bánh chủ động và bị động

K F- Hệ số tải trọng khi tính về uốn:

Z v 4= Z2

cos 3β=

107 cos 3 12=114,33

Tra bảng 6.18/ 109 với

Phần 4 Tính toán thiết kế trục, chọn ổ lăn khớp nối

M t - Mômen xoắn tính toán, M t =k.M

k- Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy, tra bảng B16.1/58 (2)

 K=2,5

M- Mômen xoắn danh nghĩa trên trục

Tra bảng B16.10a/68 với điều kiện ¿

2 Kiểm tra độ an toàn của khớp nối

Khớp nối được kiểm nghiệm theo 2 điều kiện:

a Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

[σ u]- Ứng suất cho phép của chốt: [σ u]=(60÷ 80¿MPa

σ u=2.5 510254,626 42

0,1.170 183.8 =67,549 ≤[σu] =(60÷ 80¿MPa

Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:

Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được T kn cf 1000 N.mmĐường kính lớn nhất có thể của nối trục d kn cf 63 N.mm

II Thiết kế trục

1, Chọn vật liệu làm trục

Thường dùng thép 45 thường hóa hoặc tôi cải thiện để chế tạo trục

2, Xác định lực và sơ đồ phân bố lực tác dụng lên trục:

a, Sơ đồ phân bố lực

b, Xác định giá trị của lực tác dụng lên trục, bánh răng, :-lực tác dụng lên trục từ bộ truyền đai:Fr=759,904 (N)-Lực tác dụng lên trục từ khớp nối:

+) Xét mặt phẳng (yoz): có RyD1 ; Fr1 ; Fa1 ; RyB1

Lấy momen tại D ta được:

Xét trục II:

l2Z2=64(mm); l2Z3=139(mm); l21=158(mm); dw2=191,26 (mm); dw3=79,86

(mm)

Ft2 = 2157,982(N ) Fa2 =618,791(N ) Fr2 = 862,887 (N)

Ft3 = 4887,214 (N ) Fa3 = 1038,809(N ) Fr3 =1820,676(N )

+) xét mặt phẳng (yoz): có RyD2 ; Fr2 ; Fa2 ; RyA2 ; Fr3 ; Fa3

Xét momen tại điểm A:

{R xA 3=2049,518(N )

R xC 3=2626,308 (N)

R yC 3=4985,975(N )

b.Tính mô men uốn tổng Mj , momen tương đương Mtđj , đường kính trục lắp:

M tđo1=√M đo 12 +0,75.T đo 12 =√02+0,75 02=0 (Nmm)

Chọn then và kiểm tra then

- Chọn loại then bằng cao

- Kiểm nghiệm then

Trục I:

l t=(0,8 ÷ 0,9) lmZ 1=(0,8 ÷ 0,9) 32,5=(29,12 ÷ 32,76)(mm)

Theo tiêu chuẩn chọn: l t=30 mm

+) Chọn then lắp tại bánh đai: với dđ =22 (mm) tra bảng 9.1.a trang 173 ta được:

Tra bảng 9.5[1] trang 178: Ứng suất dập cho phép [σ d]=100 MPa

Ứng suất uốn cho phép [τ c]=60 MPa

Vậy then tại bánh đai đủ điều kiện bền

+) Chọn then lắp tại bánh Z1: với dZ1 =30 (mm) tra bảng 9.1.a trang 173 ta được:

Tra bảng 9.5[1] trang 178: Ứng suất dập cho phép

Vậy then tại bánh đai đủ điều kiện bền

Trục II:

l t=(0,8 ÷ 0,9) lmZ 2=(0,8 ÷ 0,9) 45,5=(36,4 ÷ 40,95)(mm)

Theo tiêu chuẩn chọn: l t=40 mm

+) Chọn then lắp tại bánh Z2: với dZ2 =36 (mm) tra bảng 9.1.a trang 173 ta được:

Ứng suất cắt tính toán:

τ c= 2 T Z 2

d Z 2 l t b=

2.195146,455 36.40 10 =27,103<[τ c]=60 MPa

Vậy then tại bánh Z2 đủ điều kiện bền

+) Chọn then lắp tại bánh Z3: với dZ3 =36 (mm) tra bảng 9.1.a trang 173 ta được:

Vậy then tại bánh Z3 đủ điều kiện bền

Trục III:

l t=(0,8 ÷ 0,9) lmkn=(0,8÷ 0,9 ) 54=( 43,2÷ 48,6)( mm)

Theo tiêu chuẩn chọn: l t=48 mm

+) Chọn then lắp tại bánh Z4: với dZ4 =48 (mm) tra bảng 9.1.a trang 173 ta được:

Tra bảng 9.5[1] trang 178: Ứng suất dập cho phép [σ d]=100 MPa

Ứng suất uốn cho phép [τ c]=60 MPa

Vậy then tại bánh Z4 đủ điều kiện bền

+) Chọn then lắp tại kn: với dkn =45 (mm) tra bảng 9.1.a trang

Vậy then tại khớp nối đủ điều kiện bền.

d.

Kiểm nghiêm trục

Kiểm tra độ bền mỏi:

Điều kiện để đảm bảo độ bền mỏi của trục:

s Z 1= s σZ 1 s τZ 1

√s σZ 12+s τZ 12

√34,642+32,232=23,596 ≥ 2,5

=>Trục I thỏa mãn điều kiện bền

Xét trục II: : Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi tại tiết diện nguy hiểm nhất là vị trí chịu mô men uốn, mô men xoắn lớn nhất- bánh răng (Z3):

Xét trục III: Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi tại tiết diện nguy hiểm nhất là vị trí chịu mô men uốn, mô men xoắn lớn nhất- bánh răng (Z4):

V CHỌN Ổ LĂN CHO KẾT CẤU TRỤC TRONG HỘP GIẢM TỐC

1 Tính theo khả năng tải động :

Nhằm đề phòng hỏng hóc bề mặt làm việc, khả năng tải động tính theo công thức :

.m d

C Q L ( công thức 11.1 [TL1] )

Trong đó :

Q : tải trọng động quy ước kN

M : bậc của đường cong mỏi

L : tuổi thọ của ổ (triệu vòng quay)

L=60.n L h

106 =1373 (triệu vòng)Lh=23400 giờ ; n =978,333 vòng/phút

*) Xét tải trọng qui ước Q :

Với ổ bi đỡ và đỡ chặn ta có :

 . r . a .t ð

Q X V F Y F k k ( ct 11.3 [TL1] )X,Y : hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục

V : Hệ số kể đến vòng nào quay (V=1 vòng trong quay)

TÍNH TOÁN Ổ LĂN CHO TỪNG TRỤC :

Tính toán theo khả năng tải động :

Trục 1 :

Với đường kính đoạn lắp ổ lăn trên trục 1

Chọn ổ lăn đỡ chặn cỡ trung hẹp (Theo bảng P2.12 [TL1] )

Suy ra:

Q0=1.1.709,706.1.1=709,706 (N)

Q1=(X1.V.Fr1+Y1.Fa1).kr.kd=(0,41.1.1.1092,171+0,87.1710,662).1.1=1936,066 (N)

Xét khả năng tải động tại ổ chịu tải trọng qui ước lớn hơn :

Cd= Q1.L m1=1936,066.1.45913=14,934 (kN) < C =33,4 (KN)

 Thỏa mãn khả năng tải động

Trục 2 :

Với đường kính đoạn lắp ổ lăn trên trục 2 d=40 (mm)

Chọn ổ lăn đỡ chặn cỡ trung hẹp (Theo bảng P2.12 [TL1] )

FSA2=e FrA2=0,3 2005,611 =601,683 (N)

Lực dọc trục tác dụng lên ổ :

∑F aD 2= ¿ ¿ FSD2- Fa=1555,041-420,018 =1135,023 (N)

∑F aA 2= ¿ ¿ FSA2+ Fa=601,683 +618,491=1220,174 (N)

So sánh (∑F aD 2 ;F SA 2¿ ¿và(∑F aA 2 ; F SD 2¿ ¿  Chọn lực dọc trục tác dụnglên ổ :

V F rD 2=1.1220,1741.5183,473=0,3 <e  tra bảng 11.4 [ơTL1] X1= 1 y1=0

Vậy tải trọng qui ước của các ổ :

Xét khả năng tải động tại ổ chịu tải trọng qui ước lớn hơn :

Cd= Q1.L m1=5183,473.1.45913=30,984 (kN) < C =(KN)

 Thỏa mãn khả năng tải động

Trục 3 :

Với đường kính đoạn lắp ổ lăn trên trục 3 d=50 (mm)

Chọn ổ lăn đỡ chặn cỡ trung hẹp (Theo bảng P2.12 [TL1] )

F aC3=651,803 (N) F aA 3= ¿ 2170,077 (N)

Mặt khác ta có

Xét khả năng tải động tại ổ chịu tải trọng qui ước lớn hơn :

 Khe hở giữa các chi tiết:

 Giữa các bánh răng với thành trong hộp:

Nút thông hơi lắp trên cửa thăm có thông số:

Tra bảng 18.6[2]:

- A=M 27x2 - H=32 - O=6

- B=15 - I=6 - P=32

- C=30 - K=4 - Q=18

41

- D=15 - L=10 - R=36

- E=45 - M=8 - S=32

- G=36 - N=22

e.Nút tháo dầu:

Chọn loại nút tháo dầu trụ trong bảng 18.7[2]:

f.Kiểm tra mức dầu:

Dùng que thăm dầu tiêu chuẩn như sau

VI BÔI TRƠN CHO HỘP GIẢM TỐC

a Bôi trơn trong hộp giảm tốc

Do các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đều có v < 12m/s nên ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu.Với vận tốc vòng của bánh răng nghiêng v = 2,98m/s, tra bảng 18-11[TL2] ta được độ nhớt 8ứng với 1000C

Theo bảng 18-13 [TL2] ta chọn được loại dầu bôi trơn là dầu ôtô máy kéo AK-20 có độ nhớt là 10Centistoc

b Bôi trơn ngoài hộp giảm tốc

Với bộ truyền ngoài hộp do không có thiết bị che đậy, hay bị bụi bặm bám vào, ta chọn bôi trơn định kì bằng mỡ

Bảng thống kê giành cho bôi trơn

Tên dầu hoặc mỡ

Thiết bị cần bôi trơn

Lượng dầu hoặc mỡ

Thời gian thay dầu hoặc mỡ

Dầu ô tô máy

kéo AK- 20

Bộ truyềntrong hộp 0,6 lít/Kw 5 tháng

Mỡ T

Tất cả các ổ

và bộ truyềnngoài

2/3chỗrỗng bộphận ổ

1 Bạc chặn và trục 1 Ø25H 7

+0 +15 +2

9 Bánh răng

nghiêng 3 và trục 2

Ø35H 7 k 6 +25

0 +18 +2

10 Bạc chặn và trục 2 Ø30H 7

0

+15 +2

16 Khớp nối và trục 3 Ø40H 7

0 +21 +2

17 Nắp ổ trục 1 với

thân hộp

Ø80H 7 k 6 +30

0 +21 +2

18 Nắp ổ trục 2 với

thân hộp

Ø90H 7 k 6 +35

0 +25 +3

19 Nắp ổ trục 3 với

thân hộp

Ø110H 7 k 6 +35

0 +25 +3