Đồ án môn học Chi Tiết Máy THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

Dưới đây là hình ảnh về ứng dụng xich tải trong sản xuất.1.2 Hình ảnh minh họa:... + σ°Hlim: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở+ SH, : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

Đất nước ta đang trên đà phát triển, do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai tròquan trọng trong công cuộc công nghiệp hóa, hiện đại hóa đất nước Việc áp dụngkhoa học kĩ thuật chính là làm tăng năng suất lao động, thay thế sức lao động củangười lao động một cách có hiệu quả nhất, bảo đảm an toàn cho người lao độngtrong quá trình làm việc Để tạo nền tảng tốt cho bước phát triển trong tương lai,chúng ta cần đầu tư, nghiên cứu, giáo dục, phát triển khoa học kĩ thuật một cáchnghiêm túc ngay từ trong các trường đại học.

Đồ án môn học Chi Tiết Máy là một môn học giúp sinh viên ngành Chế TạoMáy có bước đi chập chững, làm quen với công việc thiết kế mà mỗi người kĩ sư cơkhí sẽ gắn cuộc đời mình vào đó Học tốt môn học này sẽ giúp cho sinh viên mườngtượng ra được công việc tương lai, qua đó có cách nhìn đúng đắn hơn về con đườnghọc tập đồng thời tăng thêm lòng nhiệt huyết, yêu nghề cho mỗi sinh viên Khôngnhững thế quá trình thực hiện đồ án sẽ là thử thách thực sự đối với những kĩ năng

mà sinh viên đã được học từ những năm trước như vẽ cơ khí, kĩ năng sử dụng phầnmềm: Autocad, Autocad Mechanical, Autodesk Inventor… cùng với những kiếnthức trong những môn học nền tảng: Nguyên lí máy, Chi tiết máy, Dung sai và Kĩthuật đo…

Trong quá trình thực hiện đồ án, chúng em nhận được sự chỉ dẫn rất tận tình của

thầy Nguyễn Đức Nam cùng các quý thầy cô khác trong Khoa Sự giúp đỡ của các

thầy cô là nguồn động lực lớn lao cỗ vũ tinh thần cho chúng em trên con đường họctập, rèn luyện đầy gian lao vất vả

Do đây là bản thiết kế kĩ thuật đầu tiên mà chúng em thực hiện nên chắc chắn sẽ mắc phải những thiếu xót, sai lầm Em rất mong nhận được sự góp ý chân thành từ phía các thầy cô Em xin chân thành cảm ơn

 Thời gian phục vụ: L = 6(năm)

 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=0,7 T

t1=55(s) t2=28(s)

Mục lục

1.2 Hình ảnh minh họa: 1

Phần 2: TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ, PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 3

2.1 Tính toán chọn động cơ điện : 3

2.1.1 Công suất tính toán trên trục máy công tác (Ptd¿ 3

2.1.2 Xác định hiệu suất truyền động: 3

2.1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ 4

2.1.4 Xác định số vòng quay sơ bộ 4

2.2 PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 5

2.2.1 Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động : 5

2.2.2 Xác định công suất, mômen va số vòng quay trên các trục 5

Phần 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI 8

3.1 Chọn loại đai: 8

3.2 Tính đường kính bánh đai nhỏ 9

3.3 Khoảng cách trục a: 9

3.4 Chiều dài đai l: 10

3.5 Tính góc ôm 1trên bánh đai nhỏ: 11

3.6 Xác định số đai: 11

3.7 Chiều rộng bánh đai: 12

3.8 Đường kính ngoài của hai bánh đai: 12

3.9 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục: 12

Phần 4: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC 14

4.1 Tính Toán Bộ Truyền Cấp Nhanh 14

4.1.1 Chọn vật liệu 14

4.1.2.2 Ứng suất uốn[σF] cho phép 17

4.1.3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền: 19

4.1.3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 19

4.1.3.2 Xác định các thông số ăn khớp 20

4.1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 21

4.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 25

4.1.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải 28

4.2 Tính Toán Bộ Truyền Cấp Chậm 29

4.2.1 Chọn vật liệu 29

4.2.1.1 Xác định ứng suất cho phép : 30

4.2.1.1.1 Ứng suất tiếp xúc [σ H ]cho phép 30

4.2.1.1.2 Ứng suất uốn[σF] cho phép 32

4.2.1.2 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền: 34

4.2.1.2.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 34

4.2.1.2.2 Xác định các thông số ăn khớp 35

4.2.1.2.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 37

4.2.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 39

4.2.3 Kiểm nghiệm răng về quá tải 42

Phần 5 : THIẾT KẾ TRỤC 44

5.1 Chọn vật liệu 44

5.2 Xác định sơ bộ đường kính trục 44

5.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực : 45

5.4 Xác định đường kính trục và chiều dài các đoạn trục: 49

5.4.1 Trục I : 49

Phần 6: CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC 76

6.1 CHỌN VÀ TÍNH TOÁN Ổ LĂN 76

6.1.1 Thiết kế ổ lăn trên trục I: 76

6.1.2 Thiết kế ổ lăn trên trục II: 79

6.1.3 Thiết kế ổ lăn trên trục III: 82

6.2 CHỌN KHỚP NỐI 85

Phần 7 : THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ 88

7.1 THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC 88

7.1.1 Kết cấu vỏ hộp giảm tốc: 88

7.1.2 Các chi tiết liên quan tới hộp giảm tốc: 92

Phần 8: BÔI TRƠN - DUNG SAI LẮP GHÉP VÀ ĐIỀU CHỈNH 97

8.1 Bôi trơn: 97

8.2 Dung sai lắp ghép: .98

8.3 Điều chỉnh 101

TÀI LIỆU THAM KHẢO 103

nó được ưa chuộng trong các băng chuyền trong sản xuất Dưới đây là hình ảnh về ứng dụng xich tải trong sản xuất.

1.2 Hình ảnh minh họa:

Phần 2:

TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ, PHÂN PHỐI TỈ

SỐ TRUYỀN2.1 Tính toán chọn động cơ điện :

Chọn động cơ điện xoay chiều: chọn loại động cơ ba pha không đồng bộ rô to ngắn mạch có kết cấu đơn giản ,dễ bảo quản ,giá thành thấp, làm việc tin cậy , có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện

2.1.1 Công suất tính toán trên trục máy công tác (P td¿

Công suất cực đại trên xích tải:

- Hiệu suất truyền động của bộ truyền bánh răng trụ: η br=0,98

- Hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn: η ol=¿ 0,99

- Hiệu suất truyền động của bộ truyền đai: η d=0,96

- Hiệu suất khớp nối : η kn=1

(Theo bảng 2.3/ tr19, 1)

Thay các thông số ta được: η=0,96 0,982 0,994.1=0,886

2.1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ

 Chọn tỉ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp: u h=8 ÷ 40

 Chọn tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền đai thang: u d=3 ÷ 5

Vận tốc quay (Vg/ph)

Trong đó:

u d- tỉ số truyền của bộ truyền đai thang : u d = ( 3 ÷ 5)

u1,u2- lần lượt là tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm

u h - Tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ: u h=(8 ÷ 40)

- Công suất danh nghĩa trên trục IV( trục công tác ): P IV=P lv=4,83(kW )

- Công suất danh nghĩa trên trục III: P III= P lv

η ol η kn=

4,830,99.1=4,88(kW )

- Công suất danh nghĩa trên trục II: P II= P III

η br η ol=

4,880,98.0,99=5,03( kW )

- Công suất danh nghĩa trên trục I: P I= P II

η br η ol=

5,030,98.0,99=5,18 (kW )

-Công suất danh nghĩa trên trục động cơ: P dc= P I

η ol η d=

5,180,99.0,96=5,45 (kW )

* Tính toán số vòng quay của các trục :

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI Thông số ban đầu:

3.1 Chọn loại đai:

Theo hình 4.1/ tr 59, 1, ta chọn loại đai là đai hình thang thường loại A

Thông số cơ bản của đai thang thường A :

Loại đai Kí

hiệu

Kích thước tiết diện, mm Diện

tích tiết diện

A,

mm2

Đường kính bánh đai nhỏ

d1, mm

Chiều dài giới hạn l, mm

100-200

4000

296,75 ≤ a ≤1050

Ta chọn sơ bộ a=d2=400(mm) khi u=3

3.4 Chiều dài đai l:

Được xác định theo công thức:

Theo tiêu chuẩn (bảng 4.13/ tr 59, 1), ta chọn l=2000 (mm)

+ Nghiệm số vòng chạy của đai trong một dây, theo công thức (4.15):

i= v

l=

18,84

2 =9,42 /s<imax=10/ s

 do đó điều kiện được thỏa mãn

+ Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn, l=2000 (mm):

3.5 Tính góc ôm ❑1trên bánh đai nhỏ:

Trong đó: + P – Công suất trên bánh chủ động, P=5,45 (kw)

+ K d−¿Hệ số tải trọng động, theo bảng 4.7/ tr55, 1, K d=1,35((do cơ cấu phải làm việc 2 ca )

+ P o - Công suất cho phép, theo bảng 4.19/ tr62, 1, ta chọn P o=3,08 (kW)

+ C α - Hệ số xét đến ảnh hư ởng của góc ôm α1,

3.9 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

* Lực căng trên một đai được xác định theo công thức sau:

Thế các thông số vào ta được: F o=780.5,45.1,35

Đường kính ngoài của bánh nhỏ, d a 1 131,6mm

Đường kính ngoài của bánh lớn, d a 2 406,6 mm

Điều kiện làm việc:  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)

 Thời gian phuc vụ: L = 6(năm)  L h = 28800 (h)

+ σ°Hlim: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở

+ SH, : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

+ KHL: hệ số tuổi thọ , xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền

+ ZR: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

+ ZV: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

+ KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Trong bước thiết kế, sơ bộ lấy ZR.ZV.KxH = 1: khi đó

9(chu kì)

Vì N HE 1>N H 01 nên thay N HE 1=N H 01

N HE 2>N H 02 nên thay N HE 2=N H 02

Do đó : K HL1=1 và K HL2=1

Vậy theo công thức (1.b) sơ bộ ta tính được : [σ H 1]=540.1

→[σ H]<1,25 min([σ H 1],[σ H 2])  thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

4.1.2.2 Ứng suất uốn[σ F] cho phép tính theo công thức:

[σ F]=σ Flim Y ° R Y S K xF .K FC K FL .

S F (b.3)Trong đó:

+ σFlim ° :ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

+ S F: hệ số an toàn khi tính về uốn

+ K FC: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

K FC=1 ,khi đặt tải một phía ( bộ truyền quay một chiều)

+ Y R: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

+ Y S: hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất

+K xF: hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

+K FL: hệ số tuổi thọ , xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền

Trong bước thiết kế, sơ bộ lấy Y R Y S K xF=1, khi đó:

 NFE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi:

[σ H 1]max=[σ H 2]max=2,8 σch2=2,8.450=1260(MPa)

[σ F 1]max=[σ F 2]max=0,8 σch2=0,8.450=360(MPa)

4.1.3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền:

+[σ H]: ứng suất tiếp xúc cho phép , [σ H]= 481,82 MPa

4.1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

* Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thõa mản điều kiện sau:

σ H=Z M Z H Z ε √2 T I K H (u t 1+1)

b w 1 u t 1 d w 12 ≤[σ H] (b.5)Trong đó :

+ Z M – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp ,tính Z M theo bảng(6.5)/tr 96, 1 ta có ZM=274 MP a1 /3.

+Z H−¿ hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: ZH=√2.cos β b

sin 2α tw

ở đây : * β b−¿ góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở: tg β b=cosαt tgβ

* Với răng nghiêng không dịch chỉnh thì

α tw=α t=arctg(cos β tgα )=arctg(cos13,34tg 20 ° o)=20,51°

α- góc nghiêng prôfin gốc ,theo TCVN1065-71:α=20°

Theo bảng 6.16/ tr 107, 1, với răng trụ nghiêng , m<3,55, cấp chính xác 9

- Tính Z V: với v=2,52(m/s ), Z V=1

- Tính K xH: với d a<700 mm, K xH=1

-  [σ H]=[σ H] Z R Z V K xH=481,82.0,9.1 1=433,64 MPa

Suy ra σ H<[σ H]  thỏa mãn điều kiện

4.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

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

σ F 1=2 T I K F Y ε Y β Y F 1

b w 1 d w1 m ≤[σ F 1] (b.6)

σ F 2=σ F 1 Y F 2

Y F 1 ≤[σ F 2] (b.7)Trong đó :

 T I – mômen xoắn trên trục bánh chủ động ,T I=57024,8(Nmm)

z v 2= 102

cos313,34°=

1020,97303=110,7 răng lấy z v 2 = 111 răngTra bảng 6.18/ tr 109, 1, ta có: Y F 1=4,08, Y F 2=3,60

 K F−¿ hệ số tải trọng khi tính về uốn: K F=K Fβ K Fα K Fv

Với:  K Fβ−¿ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành rộng vành răng khi tính về uốn Theo bảng (6.7)/ tr 98 chọn K Fβ=1,347 - ứng với sơ đồ 3  K Fα−¿hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn

 g0 – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng 1 và 2

Theo bảng 6.16/ tr 107, với răng trụ nghiêng , m<3,55, cấp chính xác 9 g0=73

 δ H – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

Theo bảng (6.15)/ tr 107, 1, chọn δ F=0,006

* Tính lại chính xác [σ F 1],[σ F 2]:

[σ F]=σ Flim Y ° R Y S K xF .K FC K FL .

S F Trong đó: - chọn Y R=1

4.1.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo (6.48): với K qt= T max

T =

P max

P td

=4,834,39=1,1

ta có:σ Hmax=σ H √K qt ≤[σ H]max

σ Hmax=388,09 √1,1=407,03 MPa<[σ H]max=1260 MPa

Đồng thời ứng suất uốn cực đại thỏa mãn: σ Fmax=σ F K qt ≤[σ F]max

σ F 1 max=57,17.1,1=62,89 MPa<[σ F 1]max=360 MPa

σ F 2 max=50,44 1,1=55,48 MPa<[σ F 2]max=360 MPa

Vậy thỏa mãn điều kiện về quá tải

Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng:

d a 1=d1+2 m=61,5 mm

d a 2=d2+2 m=320,49 mm

Đường kính chân răng d f 1=d1−2,5 m=48 mm

d f 2=d2−2,5 m=306,99 mm

4.2 Tính Toán Bộ Truyền Cấp Chậm : BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ

+ σ°Hlim: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở

+ SH, : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

+ KHL: hệ số tuổi thọ , xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền

+ ZR: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

+ ZV: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

+ KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Trong bước thiết kế, sơ bộ lấy ZR.ZV.KxH = 1: khi đó

Trong đó: T i, n i , t i lần lượt là mômen xoắn, số vòng quay, tổng số giờ làm việc ở chế

độ i của bánh răng đang xét

Vì mỗi vòng quay răng chỉ vào khớp một lần nênc = 1, vớiL h= 28800 (h)

7(chu kì)

+ σFlim ° :ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

+ S F: hệ số an toàn khi tính về uốn

+ K FC: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

K FC=1 ,khi đặt tải một phía ( bộ truyền quay một chiều)

+ Y R: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

+ Y S: hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất

+K xF: hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

+K FL: hệ số tuổi thọ , xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền

Trong bước thiết kế, sơ bộ lấy Y R Y S K xF=1, khi đó

[σ F]=σ Flim K ° FC K FL

S F (a.4)

Theo bảng 6.2/ tr 94, 1, với thép 45, tôi cải thiện, độ rắn HB 180 350, thì

σ Flim ° =1,8 HB ; S F=1,75

Với: HB3 = 230; HB4 = 220, suy ra:

 NFE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi:

N FE=60 c∑ (T i/T max) m F n i t i

Trong đó: T i, n i , t i lần lượt là mômen xoắn, số vòng quay, tổng số giờ làm việc ở chế

độ i của bánh răng đang xét

Vì mỗi vòng quay răng chỉ vào khớp một lần nên c= 1, Với Lh= 28800 (h)

Vì N FE 3>N F 03 nên thay N FE 3=N F 03

N FE 4>N F 04 nên thay N FE 4=N F 04

* Ứng suất quá tải cho phép :

[σ H 3]max=[σ H 4]max=2,8 σch3=2,8.450=1260 MPa

[σ F 3]max¿[σ F 4]max=0,8 σch3=0,8.450=360 MPa

4.2.1.2 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền:

+T II: mômen xoắn trên trục bánh chủ động , T II=313349,6 (Nmm)

+[σ H]: ứng suất tiếp xúc cho phép , [σ H]= 463,64 (MPa)

Theo bảng 6.7/ tr 98, 1 ta chọn K Hβ=1,059- ứng với sơ đồ 5

4.2.1.2.3 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 sau:

σH=Z M Z H Z ε √2 T II K H (u t 2+1)

b w2 u t 2. d w 22 ≤[σ H] (a.5)Trong đó :

+ Z M – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp ,tính Z M theo bảng (6.5)/ tr96, 1, ta có Z M=274 MP a1 /3.

 K Hv– hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.

Theo bảng (6.15)/ trang 107, 1, δ H=0,006 (răng thẳng, không vát đầu răng)

- Tính Z V: với v=0,85(m/ s), Z V=1

- Tính K xH: với d a<700 mm, K xH=1

 [σ H]=[σ H] Z R Z V K xH=463,64.0,9.1 1=417,28¿)

Suy ra σ H<[σ H]  thỏa mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc

4.2.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

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

σ F 3=2 T II K F Y ε Y β Y F 3

b w 2 d w 2 m ≤[σ F 3] (a.6)