ĐỒ án cơ sở thiết kế máy đã sửa

hiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì thế tầm quan trọng của các hệ thống dẫn động cơ khí là rất lớn. Hiểu biết lý thuyết và vận dụng nó trong thực tiễn là một yêu cầu cần thiết đối với một người kỹ sư. Để nắm vững lý thuyết và chuẩn bị tốt trong viểc trở thành một người kỹ sư trong tương lai. Đồ án môn học chi tiết máy trong ngành cơ khí là một môn học giúp cho sinh viên ngành cơ khí làm quen với những kỹ năng thiết kế, tra cứu và sử dụng tài liệu được tốt hơn, vận dụng kiến thức đã học vào việc thiết kế một hệ thống cụ thể. Ngoài ra môn học này còn giúp sinh viên cũng cố kiến thức của các môn học liên quan, vận dụng khả năng sáng tạo và phát huy khả năng làm việc theo nhóm. Trong quá trình trình thực hiện đồ án môn học này, em luôn được sự hướng dẫn tận tình của thầy giáo ThS. Lê Trọng Tấn và các thầy bộ môn trong khoa cơ khí. Em xin chân thành cảm ơn các thầy đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án môn học này.

Trang 1

Đồ án Chi Tiết Máy Đề số 4 – Phương án 1 GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữ

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP HCM

KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

Sinh viên thực hiện:THÂN TRỌNG KHÁNH ĐẠT MSSV:20800418

Ngành đào tạo: Chế tạo máy

Giáo viên hướng dẫn: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc.

ĐỀ TÀI

Phướng án số:01

Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm:

Trang 2

SVTH: Thân Trọng Khánh Đạt – MSSV:20800418 Trang 2

1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Nối trục đàn hồi; 3- Hộp giảm bánh răng trụ 2cấp đồng trục; 4- Bộ truyền xích ống con lăn; 5- thùng trộn

Số liệu thiết kế:

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

Số vòng quay trên trục thùng trộn, n(v/p) =42:

Thời gian phục vụ, L(năm)=5 :

Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ

(1 năm làm việc 250 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

Chế độ tải: T1 = T ; t1=60 giây; T2 =0.82T ; t2=12 giây

YÊU CẦU

01 thuyết minh, 01 bản vẽ lắp A0; 01 bản vẽ chi tiết

NỘI DUNG THUYẾT MINH

1 Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động

2 Tính toán thiết kế các chi tiết máy:

a Tính toán các bộ truyền hở (đai hoặc xích)

b Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít)

c Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực

d Tính toán thiết kế trục và then

Trang 3

MỤC LỤC

Trang

Trang 4

MỤC LỤC 3

LỜI NÓI ĐẦU 5

PHẦN 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 6

1.1 Chọn động cơ 6

1.2 Phân bố tỷ số truyền 7

1.3 Bảng đặc tính 8

PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY 9

2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH ỐNG CON LĂN 9

2.1.1 Xác định thông số xích và bộ truyền 10

2.1.2 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền 11

2.1.3 Đường kính đĩa xích 11

2.1.4 Xác định lực tác dụng lên trục 12

2.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 12

2.2.1 Cấp chậm:bánh răng trụ răng nghiêng 12

2.2.1.1 Chọn vật liệu 12

2.2.1.2 Xác định hệ số tuổi thọ 13

2.2.1.3 Giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn 14

2.2.1.4 Ứng suất cho phép 14

2.2.1.5 Chọn hệ số 15

2.2.1.6 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 15

2.2.1.7 Modun răng, góc nghiêng răng, tỉ số truyền 15

2.2.1.8 Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng 16

2.2.1.9 Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền 16

2.2.1.10 Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng bánh răng 17

2.2.1.11 Chọn hệ số tải trọng động 17

2.2.1.12 Kiểm nghiệm độ bền 18

2.2.1.13 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng nghiêng 19

2.2.2 Cấp nhanh: bánh răng trụ răng nghiêng 20

2.2.2.1 Chọn vật liệu 21

2.2.2.2 Xác định hệ số tuổi thọ 21

Trang 5

2.2.2.3 Giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn 21

2.2.2.4 Ứng suất cho phép 22

2.2.2.5 Chọn hệ số 22

2.2.2.6 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 23

2.2.2.7 Modun răng, góc nghiêng răng, tỉ số truyền 23

2.2.2.8 Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng 24

2.2.2.9 Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền 34

2.2.2.10 Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng bánh răng 24

2.2.2.11 Chọn hệ số tải trọng động 24

2.2.2.12 Kiểm nghiệm độ bền 25

2.2.2.13 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng nghiêng 26

2.3 THIẾT KẾ TRỤC – CHỌN THEN 26

2.3.1 Chọn vật liệu chế tạo các trục 26

2.3.2.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 27

2.3.3 Xác định lực tác dụng lên trục 27

2.3.4 Chọn then bằng và kiểm nghiệm then 36

2.3.5 Kiểm nghiệm trục 37

2.4 TÍNH TOÁN Ổ LĂN – NỐI TRỤC 38

2.4.1 Tính chọn nối trục đàn hồi 38

2.4.2 Tính chọn ổ lăn 39

PHẦN 3: CHỌN THÂN MÁY, BULONG VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ 46

1 Xác định kích thước của vỏ hộp 46

2 Các chi tiết phụ khác 47

3 Chọn Bulong 50

4 Dung sai và lắp ghép 54

TÀI LIỆU THAM KHẢO 55

Trang 6

LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí Mặtkhác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại Vì vậy, việcthiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộchiện đại hoá đất nước Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệthống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nóđóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất Đối với các hệ thốngtruyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc,qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Cơ kỹ thuật, Chitiết máy, Vẽ kỹ thuật, Vẽ thiết kế bằng máy tính ; và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan

về việc thiết kế cơ khí.Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việcthiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào

đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ Cơ khí,đây là điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí

Em chân thành cảm ơn thầy PGS.TS NGUYỄN HỮU LỘC, các thầy cô 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, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mongnhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn

Sinh viên thực hiện

Thân Trọng Khánh Đạt

Trang 7

 

Phần 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUÂT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ:

1.1.1 Chọn hiêu suất của hệ thống:

 Hiệu suất truyền động:

kn br1 br 2 x ol

 Với:

kn  0,99 : hiệu suất nối trục đàn hồi

x  0,95 : hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn

ol  0,99 : hiệu suất ổ lăn

1.1.2 Tính công suất cần thiết:

 Công suất tính toán:

 Số vòng quay trên trục công tác: nlv =42 (vòng/phút)

Trang 9

 Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

1.2 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:

 Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động:

uch



nñc

nl v

 1420  33,809 42

 Tra bảng 3.1 trang 43 Tài liệu (*) ta chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục:

1.3 BẢNG ĐẶC TRỊ:

Trang 12

PHẦN 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH:

2.1.1 Chọn loại xích:

 Công suất trên đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích chính là công suất trên trục 3:

P 3 =3,190 (Kw), với số vòng quay đĩa xích nhỏ n 3 =88,75 (vòng/phút)

 Vì số vòng quay thấp, tải trọng va đập nhẹ nên ta chọn loại xích ống con lăn

Trong đó: với z1=27, kz=25/27=0,926; với n01= 200 (vg/ph), kn=n01/n3=200/88,75=2,254

Theo công thức (5.4) và bảng 5.6 Tài liệu (*):

k  k0 .ka .kñc .kñ .kc.kbt

Theo bảng 5.5 Tài liệu (*) với n01=200 (vng/ph), chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích

pc=31,75mm thỏa mãn điều kiện bền mòn:

Pt  [P]  19,3 (kw)



Đồng thời theo bảng (5.8), bước xích pc=31,75mm<pmax

Trang 14

- Theo bảng 5.2 tài liệu (*), tải trọng phá hỏng Q=88500N, khối lượng 1m xích

Trang 15

- Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:

F0=9,81.kf.q.a=9,81.4.3,8.1,257=187,43N (Với kf=4 khi bộ truyền nằm ngangnghiêng 1 góc <400)

Do đó: s  Q

 88500

 27,55

kd Ft  F0  FV 1,2.2515,8 187, 43  6,11

Trang 16

 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18) tài liệu (*):

A=262mm2: diện tích của bản lề (bảng 5.12 sách (*))

  H  468,5  [ H ] Do đó ta dùng thép 435 tôi cải thiện HB170 có

kr .(Ft .Kñ 

Fvñ ).E / (A.kd )

0, 41.(2515,8.1,2 1, 75).2,1.105 / (262.1)

Trang 17

Ft=2515,8N : lực vòng

Trang 18

A=262mm2: diện tích của bản lề (bảng 5.12 sách (*))

   468,3  [ ] Do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiện HB170 có

 Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:

F0=9,81.kf.q.a=9,81.4.3,8.1,257=187,43 N (Với kf=4 khi bộ truyền nằm ngangnghiêng 1 góc <400)

2.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG:

- Thời gian phục vụ: L=5 năm

- Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ, 250 ngày/ năm, 2 ca/ngày, 8 tiếng/ ca

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

 Số vòng quay trục dẫn: n1=1420 (vòng/phút)

 Momen xoắn T trên trục dẫn: T1=22 792,22 Nmm

- Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng) :

 Số vòng quay trục dẫn: n2=355 (vòng/phút)

 Momen xoắn T trên trục dẫn: T2=88 451,83 Nmm

2.2.1 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm:

Trang 19

2.2.1.1 Chọn vật liệu:

Trang 21

    

 37,66.107 chu kì

- N  N FE1  37,66.107  9, 41.10 7 chu kì

FE 2 u 4

Trang 22

Theo bảng 6.2 tài liệu (*) với thép 45, tôi cải thiện:

 Giới hạn mỏi tiếp xúc:  0  2HB  70 ; SH=1,1

Trang 23

s F  1, 75 – tra bảng 6.2 tài liệu (*)

   441 .1  252MPa và    414 .1  236,57MPa

 F1  1,

75

 F 2  1, 75

Trang 24

Ka=43: hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng (Bảng 6.5 tài liệu(*)).

T1=88 451,83Nmm: momen xoắn trên trục bánh chủ động

ba  0,4 ;  bd  0,53ba (u1 1)  0,53.0,4.(4 1)  1,06

 K H   1,05 :trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng Với

bd  1,06 tra bảng 6.7 tài liệu (*)

 Với kết quả aw tính được ta chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn a w =160mm.

2.2.1.4 Xác định các thông số ăn khớp:

 m n  0,01 0,02a w  1,6  3,2mm, theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu (*) chọn

m n  2, 5 mm

 Chọn sơ bộ góc nghiêng răng  100

 Theo (6.31) tài liệu (*) số răng bánh nhỏ:

Trang 25

 Do đó tỉ số truyền thực : u  z2  100  4  u

z1 25

Trang 26

2 co

s



b

si

n 2



tw

2 cos11,67

Trang 27

 K H - hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc: Theo CT (6.39) tài liệu (*): K H  K H  K H  K Hv

- KH  1,05: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

Trang 28

- Theo (6.40) tài liệu (*), vận tốc vòng của bánh chủ động:

với H  0,002 : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 tài liệu (*));

g0=73: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (bảng 6.16 tài

1 6 0 / 4

b w u m

2T

K u

2

H m

 1

Trang 29

với vòng đỉnh bánh răng da<700mm, KxH=1, do đó theo (6.1) và (6.1a) tài liệu (*):[  H ]cx  [ H ].ZV ZR

KxH

 495,5.1.0,95.1  470,7

Mpa

(2)Như vậy từ (1) và (2) ta có:  H  [  H ] , cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.2.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Trang 30

1 6 0

/ 4

Trang 31

430140

 0,91: hệ số kể đến độ nghiêng của răng

 Với m=2.5 mm, YS=1,08 – 0,0695ln(2,5)=1,022; YR=1 (bánh răng phay); KxF=1 (da<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu (*):

Trang 32

- F

2

YF 2 F1

2.2.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Với hệ số quá tải: Kqt=Tmax/T=1

 Theo (6.48) tài liệu (*) ứng suất tiếp quá tải:

 H max  [  H

368,75.

 368,75MPa  [  H ]max 1260MPa

 Theo (6.49) tài liệu (*):

-  F1max   F1.Kqt  62,25.1  62,25  [  F1]max  464MPa

-  F 2 max   F1.Kqt  56.1  56MPa  [  F 2 ]max  360MPa

2.2.1.8 Bảng thông số và kích thước bộ truyền:

2.2.2 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh:

Kq t

1

Y



Trang 33

2.2.2.1 Chọn vật liệu:

Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt Theo bảng 6.1 tàiliệu (*) ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau:

Trang 35

- N  N FE1  37,66.107

 9, 41.10 7 chu kì

FE 2 u 4

Trang 36

Theo bảng 6.2 tài liệu (*) với thép 45, tôi cải thiện:

 Giới hạn mỏi tiếp xúc:  0  2HB  70 ; SH=1,1

Trang 37

s F  1, 75 – tra bảng 6.2 tài liệu (*)

Trang 38

 K H   1,04 :trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng Với

bd  1,06 tra bảng 6.7 tài liệu (*)

2.2.2.4 Xác định các thông số ăn khớp:

 m n  0,01 0,02a w  1,6  3,2mm, theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu (*)

chọn

m n  2, 5 mm

 Chọn sơ bộ góc nghiêng răng  100

 Theo (6.31) tài liệu (*) số răng bánh nhỏ:

Trang 39

bền tiếp xúc: 2 160

Theo công thức (6.33) tài liệu (*) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

Trang 40

2 co

s



b

si

n 2



tw

2 cos11,67

cos ]=acrtg[ cos12, 430 ] 20, 44 t

profin răng và tw là góc ăn khớp)

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

- Do đó theo công thức (6.36c) tài liệu (*): Z    0.77

 K H - hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc: Theo CT (6.39) tài liệu (*): K H  K H  K H  K Hv

Trang 41

- KH  1,04 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.

Trang 42

- Theo (6.40) tài liệu (*), vận tốc vòng của bánh chủ động:

1 6 0

/ 4

b w u m

2T

K u

Trang 43

với vòng đỉnh bánh răng da<700mm, KxH=1, do đó theo (6.1) và (6.1a) tài liệu (*):[  H ]cx  [ H ].ZV ZR

KxH

 495,5.1.0,95.1  470,7

Mpa

(2)Như vậy từ (1) và (2) ta có:  H  [  H ] , cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.2.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Trang 44

1 6 0

/ 4

Trang 45

12, 430 140  0,91: hệ số kể đến độ nghiêng của răng.

 Với m=2.5 mm, YS=1,08 – 0,0695ln(2,5)=1,022; YR=1 (bánh răng phay); KxF=1 (da<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu (*):

Trang 46

- F

2

YF 2 F1 F1

 29 3,6  26,1MPa 

[ 

4

F 2 ]  241,77MPa

2.2.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Với hệ số quá tải: Kqt=Tmax/T=1

 Theo (6.48) tài liệu (*) ứng suất tiếp quá tải:

 H max  [  H

240.

 240MPa  [  H ]max 1260MPa

 Theo (6.49) tài liệu (*):

-  F1max   F1.Kqt  29.1  29  [  F1]max  464MPa

-  F 2 max   F1.Kqt  26,1.1  26,1MPa  [  F 2 ]max  360MPa

2.2.2.8 Bảng thông số và kích thước bộ truyền:

2.3. THIẾT KẾ TRỤC - CHỌN THEN:

Kq t

1

Y



Trang 47

Thông số thiết kế: Moment xoắn trên các trục:

 Trục I : T1=22792,22 Nmm

 Trục II : T2=88451,83 Nmm

Trang 48

0, 2 (12

 20)

3

0, 2 (12

 20)

3

0, 2 (12

 20)

 Trục III : T3=343261,97 Nmm

Qui ước các kí hiệu:

 k : số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

 i : số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

 bk

i : chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k

2.3.1 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục:

Thép 45 có  b  600MPa , ứng suất xoắn cho phép   12  20MPa

Trang 50

10mm : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc

khoảng cách giữa các chi tiết quay

: khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông

nhưng do chiều rộng bánh răng là

bw1=50mm nên tối thiểu ta phải chọn lm13=bw=50mm: chiều dài mayo bánh răng trụ

Trang 55

l13  105

l12  57

Y

Trang 56

M2X /10M

2

Y /

10 0,75.

T 2

1 0

M2X /11M

2

Y /

11 0,75

.T 2

1 1

M2X /12M

2

Y /

12 0,75.

T 2

1 2

3

10Mt d

0, 1.

Trang 57

 1970,9 N

RBY  856,8 N

Trang 58

Đồ án Chi Tiết Máy Đề số 4 – Phương án 1 GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

Trang 59

Trang 60

l21  254 20

Trang 61

T 2

1 0

M2X /21M

2

Y /

21 0,75

.T 2

2 1

M2X /22M

2

Y /

22 0,75.

T 2

2 2

3

21 Mtd

0, 1.

2 1

2 2

- Moment uốn quanh trục X do lực dọc trục Fa4 gây ra tại mặt cắt 31:

Trang 62

RBY  122, 4 N

Trang 64

30 l32  60 32

Trang 65

M2X / 10

M

2

Y /

10 0,75

.T 2

1 0

M2X / 31

.T 2

3 1

M2X /32M

2

Y /

32 0,75.

T 2

3 2

M2X /33M

2

Y /

33 0,75.

T 2

3 3

3

31 Mtd

0, 1.

2.3.5 Chọn và kiểm nghiệm then:

 Dựa theo bảng 9.1a tài liệu (*), chọn kích thước then b  h theo tiết diện lớn nhất của trục

Định dạng
Số trang	94
Dung lượng	1,29 MB