ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁYTên đồ án: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC HỆDẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

LỜI NÓI ĐẦUTính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nôi dung không thể thiếu với chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên những kiến thức cơ sở về kết cấu máy và các

TRƯỜNG ĐẠI HỌC NÔNG LÂM HUẾ KHOA CƠ KHÍ - CÔNG NGHỆ

Giáo viên hướng dẫn: ThS Nguyễn Thanh Cường

Sinh viên thực hiện: Đinh Văn Nhu Lớp: Công nghệ kỹ thuật cơ khí 51

Khoa: Cơ khí – Công nghệ

Huế, 7/2019

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nôi dung không thể thiếu với chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên những kiến thức

cơ sở về kết cấu máy và các quá trình cơ bản khi thiết kế máy.Trong quá trình học môn Chi tiết máy em đã được làm quen với những kiến thức cơ bản về kết cấu máy, các tính năng cơ bản của các chi tiết máy thường gặp.Đồ án môn học

Chi tiết máy là kết quả đánh giá thực chất nhất quá trình học tập các môn Chi tiết máy, sức bền vật liệu, cơ học lý thuyết, vật liệu cơ khí và công nghệ kimloại,…

Hộp giảm tốc là thiết bị không thể thiếu trong các máy cơ khí, nó có nhiêm vụ biến đổi vận tốc vào thành một hay nhiều vận tốc ra tùy thuộc vào công dụng của máy Khi nhận đồ án thiết kế Chi tiết máy thầy giao cho, em đã tìm hiểu và

cố gắng hoàn thành đồ án môn học này

Trong quá trình làm em đã tìm hiểu các vẫn đề sau:

Cách chọn động cơ điện cho hộp giảm tốc

Cách phân phối tỉ số truyền cho các cấp trong hộp giảm tốc

Các chỉ tiêu tính toán và các thông số cơ bản của hộp giảm tốc

Các chỉ tiêu tính toán,chế tạo bộ truyền xích, bộ truyền bánh răng trụ thẳng và trục

Cách lựa chọn, xác định thông số của then

Kết cấu, công dụng và cách xác định các thông số cơ bản của vỏ hộp và các chi tiết có liên quan

Cách tính toán và xác định chế độ bôi trơn cho các chi tiết tham gia truyền động,

…

Do là lần đầu tiên làm quen với công việc tính toán, thiết kế chi tiết máy cùng với sự hiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo tài liệu và bài giảng của các môn học có liên quan song bài làm của em không thể tránh được những thiếu sót Em kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của cácThầy cô bộ môn giúp cho sinh viên ngày càng tiến bộ

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các Thầy cô bộ môn, đặc biệt là Thầy Nguyễn Thanh Cường đã trực tiếp hướng dẫn,chỉ bảo một cách tận tình giúp em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao

Huế, ngày 05 tháng 07 năm 2019

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 2

CHƯƠNG 1 TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 7

1.1 Các thông số tính toán 7

1.2 Chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền 7

1.2.1 Xác định công suất cần thiết , số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện và chọn động cơ điện: 7

1.2.2 Phân phối tỷ số truyền 8

1.2.2.1 Tỷ số truyền hệ thống 8

1.2.2.2 Phân phối tỷ số truyền 8

1.3 Các thông số trên các trục 9

1.3.1 Công suất trên các trục 9

1.3.2 Số vòng quay quay trên các trục 9

CHƯƠNG 2 THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ 11

2.1 Bộ truyền xích 11

2.1.1 Chọn loại xích 11

2.1.2 Xác định các thông số 11

2.1.2.1 Chọn số răng theo đĩa xích 11

2.1.2.2 Xác định bước xích 11

2.1.3 Kiểm nghiệm xích về độ bền 13

2.1.4 Xác định đường kính đĩa xích 14

2.1.5 Lực tác dụng 15

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ thẳng 15

2.2.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép 15

2.2.2 Xác định ứng suất cho phép 16

2.2.3 Tính toán bộ truyền bánh răng 17

2.2.3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 17

2.2.3.2 Xác định thông số ăn khớp (thông số cơ bản) 18

2.2.4 Xác định ứng suất cho phép 19

2.2.5 Kiểm nghiêm độ bền tiếp xúc của răng 19

2.2.6 Kiểm nghiệm độ bền uốn của răng .21

2.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải 22

2.2.8 Các thông số khác 22

CHƯƠNG 3 THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI 24

3.1 Tính toán thiết kế trục 24

3.1.1 Chọn vật liệu làm trục 24

3.1.2 Xác định sơ bộ đường kính trục và khoảng cách gối trục 24

3.1.2.1 Xác định chiều rộng các may ơ 24

3.1.2.2 Xác định chiều dài giữa các ổ trục 25

3.1.3 Xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực 25

3.1.4 Xác định sơ đồ đặt lực chung, tính toán phản lực tại các gối đỡ 26

3.1.4.1 Xác định sơ đồ đặt lực chung 26

3.1.4.2 Phản lực tại các gối đỡ 26

3.1.4.2.1 Phản lực tại trục I 27

3.1.4.2.2 Phản lực tại trục II 29

3.1.5 Vẽ biểu đồ mô men 32

3.2 Tính chọn then 35

3.2.1 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 36

3.2.1.1 Kiểm nghiệm truc I 36

3.2.1.2 Kiểm nghiệm trục II 39

3.3 Thiết kế đỡ trục 43

3.3.1 Tính cho trục I 44

3.3.1.1 Chọn loại ổ lăn 44

3.3.1.2 Chọn cấp chính xác 44

3.3.1.3 Sơ bộ chọn kích thước ổ lăn 44

3.3.2 Tính cho trục 2 45

3.3.2.1 Chọn loại ổ lăn 45

3.3.2.2 Chọn cấp chính xác 45

3.3.2.3 Sơ bộ chọn kích thước ổ lăn 46

3.4 NỐI TRỤC ĐÀN HỒI 47

3.4.1 Chọn trục nối đàn hồi 47

3.4.2 Kiểm nghiệm bền dập cho vòng đàn hồi 48

3.5 Tính kết cấu võ hộp 48

3.5.1 Vỏ hộp 49

3.5.1.1 Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân 49

3.5.1.2 Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp 49

3.5.2 Một số chi tiết khác 51

3.5.2.1 Cửa thăm 51

3.5.2.2 Nút thông hơi 51

3.5.2.3 Nút tháo dầu 51

3.5.2.4 Kiểm tra mức dầu 52

3.5.2.5 Chốt định vị 52

3.5.2.6 Ống lót và nắp ổ 53

3.6 BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC 53

3.6.1 Các phương pháp bôi trơn trong và ngoài hộp giảm tốc 53

3.6.1.1 Bôi trơn trong hộp 53

3.6.1.2 Bôi trơn ngoài hộp 54

3.6.2 Bôi trơn ổ lăn 54

Tài liệu tham khảo 56

THỨ TỰ HÌNH CÁC BẢNG

Bảng 1.1: Thông số động cơ điện

Bảng 1.2: Bảng thống kê động học của hệ thống truyền độngBảng 2.1: Các thông số bộ truyền xích

Bảng 2.2: Các thông số bộ truyền bánh răng trụ thẳng

Bảng 3.1: Các thông số của nối trục đàn hồi

Bảng 3.2:Thông số của vòng đàn hồi

Bảng 3.3: Thông số vòng thớt

Bảng 3.4: Bảng thống kê dùng cho bôi trơn

THỨ TỰ CÁC HÌNH

Hình 3.1: Sơ đồ đặt lực chung của 2 trục

Hình 3.2: Phản lực tại các gối đỡ lên trục I

Hình 3.3: Phản lực tại các gối đỡ lên trục II

Hình 3.4: Nối trục đàn hồi

Hình 3.5: Kích thước bulong

Hình 3.6 Kích thước cửa thăm dầu

Hình 3.7 kích thước nút tháo dầu

Hình 3.8: Kích thước của quê thăm dầu

Hình 3.9: Chốt định vị

Hình 3.10: Kích thước vòng thớt

CHƯƠNG 1 TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 1.1 Các thông số tính toán

1.2 Chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền

1.2.1 Xác định công suất cần thiết , số vòng quay sơ bộ hợp lý của động

cơ điện và chọn động cơ điện:

- Công suất cần thiết được xác định theo công thức:

P ct =

P lv η

Trong đó: Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)

P t là công suất tính toán trên trục máy công tác (kW)

 là hiệu suất truyền động

- Hiệu suất truyền động:  = ôl4 br1 x nt

Trong đó:

ôl=0,99: là hiệu suất của một cặp ổ lăn

br=0,97: hiệu suất của 1 bộ truyền bánh răng

x=0,96: là hiệu suất của bộ truyền xích

nt=1: là hiệu suất của nối trục

Thay số:  = 0.895

- Xác định Plv : khi tính sơ bộ ta bỏ qua ma sát ở xích tải

F =5500(N)

v =1,1 (m/s)

Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb= nlv.usb= 54.55.20=1091 (v/p)

- Động cơ được chọn phải thoả mãn các điều kiện sau:

+ Pđc>Pct  Pđc> 9.83 (kw) + nđc nsb  nđc1091 (v/p)

Theo bảng P.13 Các thông số kỹ thuật củ động cơ 4A (trang 237, tập 1) Ta chọn động cơ điện 4A132M4Y3

Bảng 1.1 Thông số động cơ điện

Kiểu động

cơ

Công suất(Kw)

Vận tốcquay (v/

n lv là số vòng quay của trục tang

1.2.2.2 Phân phối tỷ số truyền

CHƯƠNG 2 THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

Thông số ban đầu:

- Pt: Công suất tính toán (kW)

- P: Công suất cần truyền (kW)

- [P]: Công suất cho phép (kW)

- ka=1 khoảng cách trục a=30÷50 p (chọn a=40p)

- k dc=1 điều chỉnh bằng một trong đĩa xích

- kbt=1,3 môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II

- kd=1 tải trọng tĩnh, làm việc êm

- k c=1,25 hệ số kể đến chế độ làm việc, 2 ca/ngày

Vậy:

Tra bảng 5.5 với no1= 400 (v/p), ta chọn bộ truyền xích 1 dẫy có bước xích

p= 38,1 (mm), thỏa mãn điều kiện bền: P t≤[P] = 57,7 (kW)

Số lần va đập của bản lề xích trong một giây:

Trong đó: [i]= 20 (Tra bảng 5.9- trang 85)

- Q = 127,0 kN: tải trọng phá hỏng (Tra bảng 5.2- trang78,[1])

- q = 5,5 kg: khối lượng 1 mét xích(Tra bảng 5.2- trang78,[1])

- kf = 2: bộ truyền nghiêng hợp với phương ngang trên 40o

1.3182,13+165,97+46,57 =37, 4> [ s ] =10,2

Kết luận: Bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN TIẾP XÚC CỦA ĐĨA XÍCH

- k r=0,468 hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộcvào z (z1= 21 – trang bảng trang 87)

Bảng 2.1 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích

Đường kính vòng chia trên đĩa xích nhỏ d1= 256 mm

Đường kính vòng chia trên đĩa xích lớn d2=1018 mm

Đường kính vòng chia đỉnh trên đĩa xích nhỏ da1= 272 mm

Đường kính vòng chia đỉnh trên đĩa xích lớn da2= 1038 mm

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ thẳng

2.2.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép

- Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh : NHE = NFE = 60.C.n t Σ

Trong đó : + c là số lần ăn khớp trong 1vòng quay (c=1)

+ n là số vòng quay trong một phút

+t Σ là tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xétThay số: NHE2 = 60.1.218.11000 = 130,8.106 >NHO2

 Lấy KHL2 = 1

Tương tự: NHE1=NFE1 = 60.1458.11000 = 962,28.106

+ NHE1 > NHO1 => lấy KFL = 1

Với bộ truyền răng trụ thẳng: [σ H]sb=550.1,11 =500( Mpa)

2.2.3 Tính toán bộ truyền bánh răng

2.2.3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

a

w=k a(u1+1).√3 T1 K Hβ

[σ H]2.u1 ψ ba

Trong đó

- K a là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

- Tra bảng 6.5 - trang 96 tập 1 được k a=49 5 (Mpa)

1 3

- T1: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1 = 63142,66 Nmm

- YR=1 hệ số ảnh hưởng của của độ nhám mặt lượn chân răng

là hệ số kể đến cơ tính của vật liệu tra bảng 6.5

Thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc.

2.2.6 Kiểm nghiệm độ bền uốn của răng

σF 1= 2.T1 KF.Yε.Yβ.YF1

bw.dw 1.m

- Tra bảng 6-18 được YF 1=4,YF 2= 3,6

- K F Hệ số tải trọng khi tính về uốn K F= KFβ.KFα KFV

Trong đó: + KF = 1,26 Tra bảng 6-7 với ψ bd =1,6

+ KF = 1,27 tra bảng 6.14 + KFV = 1 +

ν F .b w .d w 1 2T1.K Fβ .K Fα với ν F=δ F g0 V√a w

KF=1,28.1,26.1.27=2,05Thay số:

σ F 2 ≤ [ σ F 2 ]= 246,86 Mpa

Như vậy độ bền uốn thoả mãn

Chú ý: nếu không thỏa mãn thì chọn lại m và tính lại.

2.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Kqt=

Tmax

T =1,4

σH max= σH√ Kqt= 457,71 √ 1,3= 522 ( Mpa ) < [ σH]max

σ F 1 max=σ F 1 K qt=83 , 89 1,3= 109 , 1<[σ F 1]max =464 (mpa)

σ F 2 max=σ F 2 K qt=71 ,9 1,3= 93 , 47<[σ F 2]max=360 (mpa)

- Đường kính vòng lăn:

- dw1=

2.aw ut+1 =

- Lực hướng tâm : Fr1 = Fr1 = Ft1.tan αw = 2686,92.tan(22,477o)

Bảng 2.2 Các thông số của bộ truyền bánh răng trụ thẳng

CHƯƠNG 3 THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

3.1 Tính toán thiết kế trục

3.1.1 Chọn vật liệu làm trục

Trục là bộ phận quan trọng trong hộp giảm tốc có tác dụng truyền chuyểnđộng quay giữa các bánh răng ăn khớp Đồng thời, trục còn tiếp nhận đồng thời

cả mômem uốn và mô men xoắn

Do những yêu cầu và đặc điểm trên nên ngoài thiết kế đạt độ chính xác hìnhhọc cao Trục còn phải đảm bảo về độ cứng vững, độ bền mỏi, độ ổn định daođộng

 Vì vậy, để đảm bảo yêu cầu làm việc trên, yêu cầu người thiết kế chọnvật liệu chế tạo hợp lý, giá thành rẻ, dễ gia công Từ đó ta chọn vật liệuchế tạo các trục là thép 45, thường hóa có : b = 600 Mpa , [] = 15 - 30(Mpa)

3.1.2 Xác định sơ bộ đường kính trục và khoảng cách gối trục.

[]- Mômen xoắn cho phép chọn [] = 15 Mpa

Tk- Mômen xoắn trên trục thứ k

chọn : dsb2= 45 mm

Tra bảng 10.2/1/ ta được chiều rộng các ổ: bo1= 19 mm, bo2= 25 mm

3.1.2.1 Xác định chiều rộng các may ơ.

Trục I

+ Chiều rộng may ơ bánh răng:

lm1= (1,2 1,5).dsb1 = (1,2 1,5).30 = (36…45) mm

Chọn lm1 =42 mm+ Chiều rộng may ơ khớp nối:

lm2= (1,2 1,5).dsb2= (1,2 1,5).45 =(54…67,2) mm

Chọn lm 23 = 65 mm

3.1.2.2 Xác định chiều dài giữa các ổ trục

+ h - Chiều cao lắp ổ và đầu bulông, tra bảng 10.3/1/ lấy hn = 20 mm

3.1.3 Xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực

Xác định chiều dài giữa các ổ: Vì trục II lớn hơn trụ I vì vậy khoảng cách giữa các gối đỡ tính theo trục II

Mô men tại các tiết diện là:

+ Tại tiết diện 0 Mx=0 Nmm My=0 Nmm

+ Tại tiết diện 2 Mx= -36130,25 Nmm My= 107868,2 Nmm

+ Tại tiết diện 1 Mx= 0 Nmm My= 41087,2 Nmm

+ Tại tiết diện 3 Mx= 0 Nmm My= 0 Nmm

Mô men uốn tổng và mô men tương đương tại các tiết diện thứ j trên chiều dài trục tính theo công thức:

+ Tại tiết diện 2 => d2=

+ Tại tiết diện 3 => d3= d3=

Mô men tại các tiết diện là:

+ Tại tiết diện 4 Mx=0 Nmm My=0 Nmm

+ Tại tiết diện 6 Mx= -101283,325 Nmm My= -25525,5 Nmm+ Tại tiết diện 5 Mx= 130306,8 Nmm My= -225700,8 Nmm+ Tại tiết diện 7 Mx= 0 Nmm My= 0 Nmm

Mô men uốn tổng và mô men tương đương tại các tiết diện thứ j trên chiều dài trục tính theo công thức:

Tổng mô men tại các tiết diện:

+ Tại tiết diện 4 => d4= 0 mm => lấy d= 45 mm

+ Tại tiết diện 6 => d6=

+ Tại tiết diện 7 => d7=

Trục II

3.2 Tính chọn then

- Then là một tiết máy tiêu chuẩn ta có thể chọn và tính then theo đường kính trục và chiều dài may ơ Vì các trục trong đồ án này đều nằm trong hộp giảm tốc nên ta dùng then bằng

- Để đảm bảo tính công nghệ ta chọn then giống nhau trên cùng một trục

2.T

d l t b≤[τ c]Trong đó

- [σ d] ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 tập1 [σ d]=150 ( Mpa) ( với

vật liệu là thép, dạng lắp cố định và điều kiện làm việc tĩnh)

 Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn

+ Với d2 = 30(mm) tra bảng 9-1a tập 1 có

 c=

2.T

d l t b≤[τ c]Trong đó

[σ d] ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 tập1 [σ d]=150 ( Mpa)

3.2.1 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

3.2.1.1 Kiểm nghiệm truc I.

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau

Sj =

sσj sτ

√ sσj2 + sτj2  [s].

Với : [s]- Hệ số an toàn cho phép , thông thường [s]= 1,5…2,5

sj- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất pháp tại tiết diện j

S =

sσ sτ

√ sσ2+ sτ2  [s].

Với : [s]- Hệ số an cho phép thông thường [s]= 1,5…2,5

s- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất tiếp tại tiết diện đang xét

- Với tiết diện d7= 40 mm

Trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó

Trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó.

,- Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến

độ bền mỏi, tra bảng 10.7/1/ được = 0,05 ,  = 0

Kd , Kd –Hệ số xác định theo công thức sau:

Ky – Hệ số tăng bền bề mặt, với b= 600 Mpa tra bảng 10.9/1/ được

- Với tiết diện d= 45 mm

Trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó

,- Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến

độ bền mỏi, tra bảng 10.7/1/ được = 0,05 ,  = 0

Kd , Kd –Hệ số xác định theo công thức sau:

Ky – Hệ số tăng bền bề mặt, với b= 600 Mpa tra bảng 10.9/1/ được

- Đối với tiết diện 6: d= 52 mm

Trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó

,- Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến

độ bền mỏi, tra bảng 10.7/1/ được = 0,05 ,  = 0

Kd , Kd –Hệ số xác định theo công thức sau:

Ky – Hệ số tăng bền bề mặt, với b= 600 Mpa tra bảng 10.9/1/ được

3.3 Thiết kế đỡ trục

Vì có nhiều ưu điểm như mô men ma sát nhỏ , mô men mở máy nhỏ chăm sóc và bôi trơn đơn giản , thuận tiện sửa chửa thay thế nên ổ lăn được dùng khá phổ biến

Vì hệ thống ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác 0

3.3.1.3 Sơ bộ chọn kích thước ổ lăn.

Đường kính ngõng trục tại vị trí lắp các ổ lăn d = 25 (mm), đối với trục I tadùng ổ bi đỡ, tra bảng P2.7 trang 254 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1, chọn được ổ lăn kí hiệu 305 có các kích thước sau:

d = 25 (mm), D = 62 (mm), B = 17(mm), r = 2 (mm), C = 17,6 (KN), C0 = 11,6(KN)

 Chọn ổ theo khả năng tải động

- Số vòng quay của trục I: n = 1458(v/p), khả năng tải động C d được tính theo công thức:

m d

C Q L

Trong đó

- m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn m=3 (bánh răng trụ thẳng)

- L Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

- L h Tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ Lh =11000 giờ

L = 60.n.10-6.Lh