đồ án Chi tiết máy đề 4

bản phát thảo đồ án chi tiết máy đề 4Lực vòng trên băng tải, F (N): 5000Vận tốc băng tải, v (ms): 1,1Đường kính tang dẫn, D (mm): 400Thời gian phục vụ, L (năm): 6Hệ thống quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ. (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ).Chế độ tải: T_1=T; T_2=0,5T; t_1=38s; t_2=12s

Số liệu thiết kế:

 Vận tốc băng tải, v (m/s): 1,1

 Đường kính tang dẫn, D (mm): 400

 Thời gian phục vụ, L (năm): 6

 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)

 Chế độ tải: T1=T; T2=0,5 T; t1=38 s; t2=12 s

LỜI NÓI ĐẦU

Trong cuộc sống hằng ngày chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp em củng cố lại các kiến thức

đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết cơ bản như bánh răng ,ổ lăn, xích,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ hình chiếu với công

cụ AutoCad, SolidWork đó là điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí chế tạo máy trong thời đại 4.0 này.

Em xin chân thành cảm ơn thầy và các bạn trong Khoa Cơ Khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.

Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn.

Sinh viên thực hiện.

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

Mục lục

LỜI NÓI ĐẦU 2

Mục lục 4

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 5

CHƯƠNG 2: TRUYỀN ĐỘNG XÍCH 10

CHƯƠNG 3: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG 15

3.1 TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH 18 3.2 TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM 24

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN THEN VÀ CHỌN Ổ LĂN 30

CHƯƠNG 5: Ổ LĂN 39

CHƯƠNG 6: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC 45

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ

P ct−¿ Công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)

P t−¿ Công suất tính toán (kW)

❑ch−¿ Hiệu suất truyền động

Tính hiệu suất truyền động của hệ thống:

Từ CT (2.9) trang 19 [1], ta có:

ch kn br2 x ol4Theo bảng 2.3 trang 19 [1]:

+ Hiệu suất khớp nối: kn = 0.98 (vì khớp nối trục đàn hồi).

+ Hiệu suất của một cặp bánh răng trụ răng: br= 0.97

+ Hiệu suất của bộ truyền xích: x= 0.93 (vì bộ truyền xích để hở)

+ Hiệu suất của một cặp ổ lăn:ol= 0.99

Hiệu suất chung:

ch kn br2 x ol40,98 0,972.0,93 0.9940,82

Hệ thống truyền động băng tải làm việc với sơ đồ tải trọng như sau:

Theo (2.12) và (2.13), công suất làm việc trên trục máy công tác:

Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ:

Theo (2.17), số vòng quay của trục máy công tác:

n sb: số vòng quay sơ bộ của động cơ

n lv: số vòng quay của trục công tác

Nên động cơ DK 62-6 có kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế.

Phân phối tỉ số truyền các bộ truyền

Theo công thức 3.24 trang 48 [1]:

Theo tiêu chuẩn trang 49 [1]:

Ta chọn: u h=8 (Để tiết kiệm chi phí và nhỏ gọn phù hợp)

Kiểm nghiệm:

∆ u= u t−(u1.u2 u x)

18,3−(3,30.2,42.2,2)

18,3 =0,0399<4 % thỏa điều kiện cho phép

Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục:

 Trục II

P II= P III

br ol=

5,40,97.0,99=5,6 kW

 Trục I

P I= P II

br ol=

5,60,97.0,99=5,8 kW

Tính momen trên các trục động cơ:

Trong đó: Pt: công suất tính toán (kW)

P: công suất truyền (kW)

[P]: công suất cho phép (kW)

 Hệ số vòng quay k n=n01

n III=

200

120=1,66Theo công thức 5.4/81[1] ta có hệ số sử dụng xích k:

k =k0 k a k đc k bt k đ k c

Dựa vào bảng 5.6, 5.7/82[1] ta có:

k0 = 1 (đường nối hai tâm đĩa xích so với đường nằm ngang ≤ 60o)

ka = 1 (hệ số ảnh hưởng khoảng cách trục với a = (30…50) p)

kđc = 1 (vị trí trục điều chỉnh được bằng một trong các đĩa xích)

kbt = 1 (môi trường không bụi, chất lượng bôi trơn II - bảng 5.7)

Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13/85[1] ta có:

1000.5,41,27 =4251,97(N )Theo công thức 5.16/85[1] ta có lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:

 ¿]: ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa) tra bảng 5.11/86[1].

 kr = 0,42 hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích (với z1= 25 răng)

 A= 450 (mm2) diện tích của bản lề (tra bảng 5.12/87[1]).

 kd = 3 hệ số phân bố tải trọng không đều cho xích 3 dãy

σ H=0,47.√0,42.( 4251,97.1,2+7,75 ).2,1 105

Như vậy (theo bảng 5.11) đĩa bị động có Z > 30, với vận tốc xích < 5 m/s nên tachọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 170…210 sẽ đạt ứng suất tiếp xúccho phép [σ H] = 500… 600 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa:

CHƯƠNG 3: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG

Tổng thời gian làm việc L h=28800 h, làm việc 2 ca

Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng):

Trường hợp bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc thì áp dụng các côngthức Theo công thức 6.7 trang 93,[1], ta có:

10(chu kì)

Theo công thức 6.8 trang 93,[1], ta có:

10(chu kì)

-Ứng suất tiếp cho phép:

Theo công thức 6.1a trang 93,[1], ta có: [σ H]=σ Hlim0 K HL

S H

[σ H1]=σ Hlim0 1K HL1

S H =570

11,1=518 MPa

[σ H2]=σ0Hlim1K HL2

S H =550

11,1=500 MPaVới cấp nhanh sử dụng răng nghiêng, do đó theo công thức 6.12:

-Ứng suất uốn cho phép:

Theo công thức 6.2a, trang 93, [1] ta có K FC=1 (do quay 1chiều); S F=1,75

3.1 TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH

- Ka = 43: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (trabảng 6.5, trang 96, [1])

- T1= 55708 Nmm, Momen xoắn trên trục bánh chủ động

- Chọn sơ bộ góc nghiêng răng β=120

- Công thức 6.31, trang 103, [1] số bánh răng nhỏ:

cosβ=m n 1 z t/(2 awl)=2.120/(2.125)=0,96

Suy ra: β = 16,3o

Như vậy nhờ có góc nghiêng β của răng, ở đây không cần dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục cho trước

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Công thức 6.33, trang 105, [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền:

+ Theo 6.35, ta có: tgβ b=cosα t tagβ=cos 20,76.tag(16,3)=0,27=¿β b=15,11°

(α t là góc profin răng và α tw là góc ăn khớp:

α t=α tw=arctg(tagα /cosβ )=arctg(tg 20/0,96)=20,76 °

v= π d w1 n1

60000 =

π 58,13.960

60000 =2,92m/sVới:

d w1= 2a w 1

u m 1+1=

2.1253,3+ 1=58,13 mm (đường kính vòng lăn bánh chủ động)

→v = 2,92 m/s theo bảng 6.13, trang 106, dùng cấp chính xác 9 Theo bảng 6.14, trang 107 với cấp chính xác 9 và v < 5 m/s ta chọn K Hα=1,16

+ Theo công thức 6.42, trang 107, [1], ta có :

v H=δ H g0v√a w

u m=0,002.73 2,92√1253,3=2,62

Với:

δ H=0,002: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang107, [1])

g0=73: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16, trang 107,[1])

Như vậy σ H<[σ H], cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Theo công thức 6.43 trang108,[1]:

σ F1=2 T1Y F1K F Y ε Y β

b w1 d w1m n 1 ≤[σ F]

- Yβ =1 - β o/140 = 1 – 16,30/140 = 0,88: hệ số kể đến độ nghiêng của răng

- Số răng tương đương:

σ F2=σ F1 Y F2

Y F1 =

90,57.3,63,8 =85,8 MPaNhư vậy: σ F 1 = 90,57 MPa < [σ F1] = 257 MPa

σ F2 = 85,8 MPa < [σ F2] = 246 MPa

=> Cặp bánh răng đảm bảo độ bền uốn

Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Ta có hệ số quá tải: K qt=T max

T =1

Áp dụng công thức 6.48, trang 110, [1] ứng suất tiếp xúc cực đại:

σ H max=σ H√K qt=450,29.√1=450,29 MPa <[σ H]max=1260,81 MPa

[σ H]max=2,8 σH=2,8.450,29=1260,81

Áp dụng công thức 6.49, trang 110, [1]

σ F 1 max=σ F1 K qt=91,78.1=91,78<[σ F1]max=464 MPa

σ F 2 max=σ F2 K qt=86,95.1=86,95<[σ F2]max=360 MPa

Vậy cặp bánh răng đảm bảo về quá tải

Bảng 3.1 Thông số và kích thước bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Góc ăn khớp α tw1=arctg(a cos α t

a w )=arctg(125.cos 20,76

125 )=43,07ovới a=0,5.(d2+d1)=125

3.2 TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM

- Ka = 49,5: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (bảng6.5, trang 96, [1]

- T2=183780 Nmm , mômen xoắn trên trục bánh chủ động

- (α t là góc profin răng và α tw là góc ăn khớp:

α t=α tw=arctg(tagα /cosβ)=arctg(tg 20/1)=20 °

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức 6.33, trang 105, [1] ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền:

d w2= 2a w 2

u m 2+1=

2.1802,42+1=105,26 mm : Đường kính vòng lăn bánh chủ động

→ v=1,6 m/ s theo bảng 6.13, trang 106, [1], dùng cấp chính xác 9 Với v <2 m/s

Theo công thức 6.1 với v = 1,61 m/s ⇒ Zv =0,85v0,1=0,85 1,610,1=0,89; với cấp chính xác là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 1,25μm, do đó Zr = 0,95 ; với da <

700 mm, KxH = 1 Do đó theo (6.1) và (6.1a), ta có:

[σ H] = [σ H 2] Zv Zr KxH = 500.0,89.0,95.1 = 422,75 MPa

Vậy: δ H < ¿] nên cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Theo công thức 6.43 trang108,[1]:

σ F=2T2Y F1K F Y ε Y β

b w2 d w2m n 2 ≤[σ F]

- T2 = 183780 Nmm: mômen xoắn trên bánh chủ động

- Yβ =1 - β o/140 = 1 – 0/140 = 1: hệ số kể đến độ nghiêng của răng

- Số răng tương đương:

Với : m n=2, Y S=1,08−0,0695 ln 2=1,03; Y R=1 (b á n h r ă ng p h ay );K xF=1 (d a<400 mm¿- trang 92, do đó theo (6.2) và (6.2a) :

[σ F1]=[σ¿¿F1]Y R Y S K xF=86,55.1 1,03.1=89,1 MPa¿

[σ F2]=[σ¿¿F2]Y R Y S K xF=85,36.1 1,03.1=87,9 MPa¿

Như vậy: σ F 1 = 86,55 MPa < [σ F1] = 89,1 MPa

σ F2=85,36 MPa < [σ F2] = 87,9 MPa

⇒ Cặp bánh răng đảm bảo độ bền uốn

Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Ta có hệ số quá tải: K qt=T max

T =1

Áp dụng công thức 6.48, trang 110, [1] ứng suất tiếp xúc cực đại:

σ H max=σ H√K qt=375,66.√1=375,66 MPa<[σ H]max=1260,81 MPa

[σ H]max=2,8 σH=2,8.450,29=1260,81

Áp dụng công thức 6.49, trang 110, [1]

σ F 1 max=σ F1 K qt=86,55.1=86,55<[σ F1]max=464 MPa

σ F 2 max=σ F2 K qt=85,36.1=85,36<[σ F2]max=360 MPa

Vậy cặp bánh răng đảm bảo về quá tải

Bảng 3.2 Thông số và kích thước bộ truyền bánh răng cấp chậm:

Đường kính đáy răng d f3=d3−2.5 m=101mm d f4=d4−2.5 m=249 mm

Góc ăn khớp α tw2=arctg(a cos α t

a w )=arctg(180.cos 20

180 )=43,2oVới a=0,5.(d3+d4)=180

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN THEN VÀ

Ta chọn thép C45 tôi cải thiện có δb = 600 MPa, σb = 850 MPa, σch =580 MPa

Ứng suất xoắn cho phép là: [τ] = 15…30 MPa.

Xác định sơ bộ đường kính trục:

Theo công thức 10.9 trang 188,[1] đường kính trục thứ k với k = 1…3:

d ≥√3T k/(0,2[τ])

Trong đó: Tk – là mômen xoắn các trục

[τ ]=15 …30 MPa – là ứng suất xoắn cho phép

Chọn d1 = 45 mm ⇒ b01 = 25 mm (chiều rộng ổ lăn, tra bảng 10.2 trang 189,[1])

Xác định chiều dài mayơ, khoảng cách giữa các gối đở và điểm đặt lực:

Chiều dài mayơ:

 Chiều dài mayơ nửa khớp nối :(đối với nối trục vòng đàn hồi)

l m 12=(1,4 … 2,5) d1=(1,4 …2,5 ).45=63 … 112,5 Chọn lm12 = 64mm

 Chiều dài mayơ bánh răng:

Khoảng cách giữa các gối đở và điểm đặt lực:

Tra bảng 10.3 trang 189,[1] ta chọn trị số của các khoảng cách:

k1 = 8: là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

k2 = 10: là khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

k3 = 15: là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

hn = 20: chiều cao nắp ổ và đầu bulông

Theo công thức trong bảng 10.4 trang 191,[1] đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp, ta có:

Trục II:

l22=0,5(l m22+b02)+k1+k2=0,5(55+25)+8+10=58 mm

∑M A=M a 1+F r 1 58−R BY.198=0

R BY = M a1+F r 1.58

198 = 16290,17+758,66.58198 = 304,5 N Mà: R BY+R AY−F r 1=0 => R AY=758,66−304,5=454,16 N

Xác định moment tương đương tại các tiết diện

 Chọn đường kính tiêu chuẩn :

 Theo tiêu chuẩn phù hợp ta chọn :

d10=25 mm ;d11=d13=30 mm ;d12=34 mm

Sơ đồ đặt lực lên trục:

Xác định moment tương đương tại các tiết diện

=√0+3960732+0,75 4297502=543495,74 ( Nmm)

Mt đ 33=√M2x33

+M2y 33+0,75.T32

2 Tính kiểm nghiệm độ bền mỏi của then

Với các diện trục dùng mối ghép then, ta tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập σd và độ bền cắt τc (công thức 9.1 và 9.2 trang 173 [1])

Với tải trọng tĩnh, dạng lắp cố định:

[σd] = 100 MPa (bảng 9.5 trang 178 [1])

[τc] = 60 ÷ 90 MPa (trang 174 [1])

Ta có bảng then như sau

Bảng 4.1.6 Các thông số của then bằng

Trục Mặt

cắt

T(Nmm)

d(mm)

h(mm)

Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo yêu cầu về độ bền dập và độ bền cắt

Các mặt cắt trên đều thỏa mản điều kiện bền dập và cắt

TÍNH KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN TRỤC

Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

 Với thép C45 tôi cải thiện б b = 600 MPa

Với ψσ và ψτ tra trong bảng 10.7 trang 197 [1]

 Xác định các hệ số Kσdj và Kτdj đối với các tiết diện nguy hiểm: (công thức 10.25

 Các trục được gia công bằng máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt

độ nhám Ra = 2,5 ÷ 0,63μm Theo bảng 10.8 trang 197 [1] ta có hệ số tập trung ứng m Theo bảng 10.8 trang 197 [1] ta có hệ số tập trung ứng suất Kx = 1,06

 Không dùng các phương pháp tăng bề mặt nên Ky = 1

Ta dùng dao phay ngón để gia công rãnh then nên từ bảng 10.12 trang 199 [1]

τ a=τ /2= T

2 W o (công thức 10.23 trang 196)[σ]≈ 0,8 σ c h=0,8.580=464 (MPa)

Với W và Wo được tính theo công thức trong bảng 10.6 trang 196 [1]

Tra các bảng 10.10 trang 198 [1] và tính toán các công thức trên ta được bảng sa

Bảng 5.2.1 Kích thước cơ bàn của ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp

F a

C0=0,028=¿e=0,34

 Hệ số X, Y (chọn V =1 ứng với vòng trong quay)

Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm gây ra (công thứ 11.8 trang217

 Ta có: (từ bảng 11.4 trang 216 [1])

F ta 2

V F RB=

1312

1.1023=1,25>e (nên tachọn X=0,45 ;Y =1,62)

 Tải trọng động qui ước: công thức 11.3 trang 214 [1]

Vì C d<C=25,6 kN nên ổ đảm bảo khả năng tải động

 Kiểm tra tãi tĩnh

Ổ đỡ - chặn theo bảng 11.6 trang 221 [1] với: α = 260 ta chọn X0 = 0,5; Y0 = 0,37

Bảng 5.2.2 Kích thước cơ bản của ổ bi đỡ chặn

F a

C0=0,057=¿e=0,37

 Hệ số X, Y (chọn V =1 ứng với vòng trong quay)

Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm gây ra (công thứ 11.8 trang217

Vì C d<C=33,4 kN nên ổ đảm bảo khả năng tải động

 Kiểm tra tãi tĩnh

Ổ đỡ - chặn theo bảng 11.6 trang 221 [1] với: α = 260 ta chọn X0 = 0,5; Y0 = 0,37

Tra bảng P2.12 trang 264 [1] ta có bảng sau

Bảng 5.2.2 Kích thước cơ bản của ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung

 Hệ số X, Y (chọn V =1 ứng với vòng trong quay)

Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm gây ra (công thứ 11.8 trang217

Vì C d<C=31,9 kN nên ổ đảm bảo khả năng tải động

 Kiểm tra tãi tĩnh

Ổ đỡ - chặn theo bảng 11.6 trang 221 [1] ta chọn X0 = 0,6; Y0 = 0,5

(công thức 11.19 trang 221 [1])

Q t=X0F RB+Y0F ta 2=0,6.3347+0,5.462=2239,2N

Qt = Qr = 2239,2 N

Như vậy Q t<C0=21,7 kN nên ổ đảm bảo đủ điều kiện bền tĩnh

CHƯƠNG 6: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC

6.1 Thiết kế vỏ hộp

 Vỏ HGT có nhiệm vụ bảo đảm vị trí tương đối giữa các chi tiết và các bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, chứa dầu bôi trơn

và bảo vệ các chi tiết tránh bụi

 Chỉ tiêu cơ bản của HGT là khối lượng nhỏ, độ cứng cao

 Vật liệu là gang xám GX 15-32

 Bề mặt ghép của vỏ hộp đi qua đường tâm trục để việc lắp ghép các chi tiết thuận tiện

 Bề mặt lắp nắp và thân được cạo sạch hoặc mài, để lắp sít, khi lắp có một lớp sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt.

 Mặt đáy HGT nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 1o

 Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thước cơ bảng như sau:

Bảng 5.1 Kích thước của các phần tử cấu tạo nên HGT (theo bảng 18-1 trang 85 [2])

Chiều dày

Độ dốc

e = (0,8 ÷1)δ = 8 mm

h = 45 mmKhoảng 20

Chiều dày bích thân hộp