Đồ án thiết kế chi tiết máy

Tài liệu giúp người đọc có thêm kiến thức về cách thiết kế hộp số dẫn động và truyền động trong thực tế, có các dạng bài tính toán sao cho tối ưu nhất trong quá trình thiết kế. Đồ án này giúp các bạn tham khảo thêm trong quá trình thiết kế.

Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn Văn Thạnh

Sinh viên thực hiện: Trần Bá Nhất

MSSV: 1412664

Năm Học 2016-2017

LỜI NÓI ĐẦU

Thiết 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

trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lýthuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối vớisinh viên, kỹ sư cơ khí.

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói

nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất Đối với các hệthống truyền 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 giảmtốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Cơ kỹthuật, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật ; và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việcthiết 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,…Thêmvào 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 NGUYỄN VĂN THẠNH 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 rấtmong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn

Mục lục

Đề số 03: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI.

Hệ thống dẫn động băng tải gồm: 1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Nối trục

đàn hồi; 3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển; 4- Bộ truyền xích ống con lăn;5- Băng tải (Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ)

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

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN1.1 Chọn động cơ.

1.1.1 Chọn hiệu suất của hệ thống.

• Hiệu suất truyền động

 Với:

Hiệu suất bộ truyền xích

Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

Hiệu suất ổ lăn

Hiệu suất nối trục đàn hồi

1.1.2 Tính công suất cần thiết.

 Công suất tính toán

N

 Công suất cần thiết.

1.1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ.

 Số vòng quay của động cơ trên trục công tác

 Động cơ điện có thông số phải thỏa mãn:

 Tra bảng P1.3 trang 237 tài liệu [1] ta chọn:

Động cơ 4A112M4Y3

1.2 Phân phối tỉ số truyền.

 Tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn động

 Tra bảng 3.1 trang 43 Tài liệu (1) ta chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp đồng

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

P 3 =4,94 (Kw), với số vòng quay đĩa xích nhỏ n 3 = 118,65 (vòng/phút)

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

Theo công thức (5.4) và bảng 5.6 Tài liệu (1):

Với: k0=1: đường tâm của xích làm với phương nằm ngang 1 góc < 400

ka=1: khoảng cách trục a=(30÷50)pc

kđc=1: điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích

kđ=1,2: tải trọng động va đập nhẹ

kc=1,25: làm việc 2 ca 1 ngày

kbt=1,3: môi trường có bụi, chất lương bôi trơn II (đạt yêu cầu)

 Theo bảng 5.5 Tài liệu (1) với n01=200 (vng/ph), chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích pc=31,75mm thỏa mãn điều kiện bền mòn:

 Lấy số mắt xích chẳn x=120, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) tài liệu [1]

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

F0=9,81.kf.q.a=9,81.4.3,8.1,263=188,33N (Với kf=4 khi bộ truyền nằm ngang nghiêng 1 góc <400)

Do đó:

Theo bảng 5.10 tài liệu [1] với n=200vg/ph, [s]=8,5 Vậy s>[s]: bộ truyền xích

đảm bảo đủ bền.

2.1.4 Xác định thông số của đĩa xích:

 Đường kính đĩa xích: Theo công thức (5.17) tài liệu [1] và bảng 14.4b:

 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18) tài liệu [1]:

E=2E1E2/(E1+E2)= 2,1.105 Mpa

A=262 mm2: diện tích của bản lề (bảng 5.12 sách [1])

Do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiện HB210 có

sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1

A=262mm2: diện tích của bản lề (bảng 5.12 tài liệu (1))

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=9,81.4.3,8.1,263=188,33N (Với kf=4 khi bộ truyền nằm ngang nghiêng 1 góc <400)

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng:

 Thông số kĩ thuật:

 Thời gian phục vụ: L=4 năm

 Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ, 2 ca / ngày, 1 ca 8 giờ, 330 ngày/ năm

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

• Tỷ số truyền : ubr1=4,32

• Số vòng quay trục dẫn: n1=1425 (vòng/phút)

• Momen xoắn T trên trục dẫn: T1=0,367.105 Nmm

Theo bảng 6.2 tài liệu [1] với thép 45, tôi cải thiện:

 Giới hạn mỏi tiếp xúc: ; SH=1,1

 Giới hạn mỏi uốn: ; SH=1,75

-Tuổi thọ:

 Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng :

Theo công thức 6.7 tài liệu [1]

- Ta thấy nên chọn để tính toán.

- Suy ra

2.2.2 Ứng suất tiếp xúc cho phép :

Tính toán sơ bộ :

Theo công thức 6.1a tài liệu [1]

với (Thép 45 tôi cải thiện) nên

2.2.3 Ứng suất uốn cho phép :

Theo công thức 6.1b tài liệu [1] :

Với (do quay 1 chiều), – tra bảng 6.2 tài liệu [1]

2.2.4 Ứng suất quá tải cho phép :

Theo công thức 6.13 và 6.14 tài liệu [1]

2.2.5 Tính toán bộ truyền cấp nhanh ( Bánh răng trụ răng nghiêng).

 :trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng Với

(ra bảng 6.7 tài liệu [1])

=> chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn a w =125mm.

• Theo (6.31) tài liệu [1] số răng bánh nhỏ:

lấy z 1 =18 (răng)

Do đó tỉ số truyền thực :

• Góc nghiêng răng:

2.2.5.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức (6.33) tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

Trong đó:

• ZM=274 Mpa1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (Bảng 6.5tài liệu [1])

• Z H: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Theo công thức (6.34) tài liệu [1]

Với: : góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

với bánh răng nghiêng

góc profin răng và là góc ăn khớp)

• : Hệ số kể dến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:

- Hệ số trùng khớp doc:

- Hệ số trùng khớp ngang:

- Do đó theo công thức (6.36c) tài liệu [1]:

• K H - hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc: Theo công thức (6.39) tài liệu [1]:

: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vànhrăng

( tra bảng 6.7 tài liệu [1])

- Đường kính vòng lăn bánh chủ động

- Theo (6.40) tài liệu [1], vận tốc vòng của bánh chủ động:

số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 tài liệu [1]); g0=73: hệ số

kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (bảng 6.16 tài liệu [1]).Theo công thức 6.41 tài liệu [1]:

Như vậy từ (1) và (2) ta có: , cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc.

2.2.5.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Theo 6.43 tài liệu [1]

- Điều kiện bền uồn

 Xác định số răng tương đương:

 Theo bảng 6.7 tài liệu [1], ; theo bảng 6.14 với v=3,5 (m/s) < 5 (m/s)

và cấp chính xác 9, , theo (6.47) tài liệu [1] hệ số (theo 6.47)

(trong đó theo bảng 6.15; g0=73 theo bảng 6.16 Do đó theo (6.46) tài liệu [1]

 : hệ số kể đến độ nghiêng của răng.

 Với m=2.5 mm, YS=1,08 – 0,0695ln(2,5)=1,016; YR=1 (bánh răng phay); KxF=1 (da<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu [1]:

2.2.5.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Với hệ số quá tải: Kqt=Tmax/T=1

• Theo (6.48) tài liệu [1] ứng suất tiếp quá tải:

• Theo (6.49) tài liệu [1]:

 :trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng Với

tra bảng 6.7 tài liệu [1]

=> chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn a w =160mm.

2.2.6.2 Xác định các thông số ăn khớp:

• , theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu

2.2.6.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức (6.33) tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

- Theo 6.38 tài liệu [1]

số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 tài liệu [1]); g0=73: hệ số

kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (bảng 6.16 tài liệu [1])

Vậy

 Theo (6.1) với v=1,46(m/s) ,Zv=1, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chínhxác về mực tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công độ nhám Ra=2,5μm do đó ZR=0,9; với vòng đỉnh bánh răng da<700mm, KxH=1, do đó theo (6.1) và (6.1a) tài liệu [1]:

 Như vậy từ (1) và (2) ta có: , cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.2.6.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

- Điều kiện bền uồn

 Xác định số răng tương đương:

- Với v=1,47 (m/s) < 2 (m/s) theo bảng 6.13 tài liệu [1] dùng cấp chính xác 9 ta

chọn ( Bánh răng thẳng )

- Theo ct (6.42) tài liệu [1], ta có:

số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 tài liệu [1]); g0=73: hệ số

kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (bảng 6.16 tài liệu [1])

Vậy

 Hệ số dạng răng theo bảng 6.18 tài liệu [1]

- Đối với bánh bị dẫn:

 Với m=2,5 mm, YS=1,08 – 0,0695ln(2,5)=1,0016; YR=1 (bánh răng phay); KxF=1 (da<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu [1]:

2.2.6.5 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:

• Theo (6.49) tài liệu [1]:

Đường kính đáy răng df1=d1-2,5m=78,75 df2=228,75

2.2.7 Kiểm tra bôi trơn





( thoả )

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

 i = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ

 i = 2 s : với s là số chi tiết quay

 : khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

 : khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k



: chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục

 : khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ

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

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

Thép 45 có , ứng suất xoắn cho phép

 Xác định sơ bộ đường kính trục thứ k : (theo 10.9 tài liệu [1])

 Chọn trục động cơ

 Tra bảng 10.2 tài liệu [1] ta chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn theo tiêu chuẩn :

Trục I : Trục II :

Trục III:

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

 : 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

Với nhưng do chiều rộng bánh răng là

bw1=42,5mm nên tối thiểu ta phải chọn lm13=bw=42,5mm: chiều dài mayo bánh răng trụ

 Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng:

 Chiều dài mayo bánh xích:







Vậy vòng đàn hồi và chốt thỏa điều kiện bền.

3.4 Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền:

 Cặp bánh răng cấp nhanh:

My

0,367.105

T

 Tìm phản lực tại các gối đỡ: với M 1 =F a1 d w1 /2=10524Nmm

 Đường kính các đoạn trục:

Theo bảng 10.5 tài liệu chọn

; trục có 1 then = d+0,05d

; Tuy nhiên do trục vào hộp giảm tốc nối với trục động cơ 4A112M có đường

kính d đc =32mm nên ta chọn d 10 =(0,8 1,2).d đc =30mm.

30822,0

My 123320,8

176771,15

Theo kết cấu ta chọn đường kính các đoạn trục như sau (Hình vẽ trên):

Đường kính các đoạn trục:

3,98.105

T

; trục có 1 then = d + 0,05d, 2 then = d + 2.0,05d

; Theo kết cấu ta chọn đường kính các đoạn trục như sau (Hình vẽ trên):

3.5 Chọn và kiểm nghiệm then:

 Dựa theo bảng 9.1a tài liệu [1], chọn kích thước then theo tiết diện lớn nhất

của trục

 Chọn chiều dài của then theo tiêu chuẩn,

 Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt then bằng

Với (tra bảng 9.5 tài liệu 1)

 : hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự tập trung ứng suất đến độ bền mỏi (bảng 10.8 tài liêu [2])

 Kx = 106



: biên độ và giá trị trung bình của ứng suất.

 Do tất cả các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu

kì đối xứng với W là moment cản uốn, là moment uốn tổng

 Do trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động

với W0 là moment cản xoắn, T là moment xoắn

 : hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi của vật liệu – cacbon mềm (trang 359 tài liệu [2])

 : hệ số kích thước (bảng 10.3 tài liệu [2])

 : hệ số tăng bền bề mặt β (phun bi) – (bảng 10.4 tài liệu [2])

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

 Vì đầu ra của trục có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần chọn chiều của Fnt

ngược chiều với chiều đã chọn khi tính trục, tức là , phản lực trong mặt phẳng zOx là:

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

Do đó tính và kiểm nghiệm khả năng tải của ổ theo

Lực dọc trục :

 Do có lực dọc trục nên ta chọn sơ bộ ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp

46306 C = 25,6 kN và C0 =18,17 kN

Ta có tỷ số: theo bảng 11.4 với ta chọn α=120

 Chọn 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 FR gây ra:

Tại B:

Với: : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ

: hệ số kể đến đặc tính tải trọng Trang bảng 11.3 tài liệu [1] với tải trọng va đập nhẹ

Từ kết quả trên ta thấy rằng ổ A chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ A

 Thời gian làm việc:

 Khả năng tải động tính toán:

- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

- Do đó tính và kiểm nghiệm khả năng tải của ổ theo

Đối với ổ chịu lực hướng tâm =>X=1,Y=0

 Tải trọng quy ước:

Tại B:

Với: : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ.

: hệ số kể đến đặc tính tải trọng Trang bảng 11.3 tài liệu (*) với tải trọng va đập nhẹ

 Thời gian làm việc:

 Khả năng tải động tính toán:

Vì nên ổ đảm bảo khả năng tải động

- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

- Do đó tính và kiểm nghiệm khả năng tải của ổ theo

- Lực dọc trục :

- Ta chọn sơ bộ ổ bi đỡ 1 dãy cỡ nhẹ 210 C =27,5 C0 =20,2

 Chọn hệ số X, Y:

Đối với ổ không chịu lực hướng tâm =>X=1,Y=0

 Tải trọng quy ước:

3 Tại B:

Với: : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ

: hệ số kể đến đặc tính tải trọng Trang bảng 11.3 tài liệu (*) với tải trọng va đập nhẹ

 Thời gian làm việc:

 Khả năng tải động tính toán:

Vì nên ổ đảm bảo khả năng tải động

- Bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân được cạo sạch hoặc mài để lắp sít, khi lắp cómột lớp sơn mỏng hoặc sơn đặc biệt.

- Chọn bề mặt ghép nắp và thân: song song mặt đế

- Mặt đáy về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 20 và ngay tại chỗ tháo dầu lõmxuống

4.1.1 Xác định kích thước vỏ hộp:

Chiều dày: - Thân hộp, δ

- Nắp hộp, δ1

δ = 0,03a + 3 = 12 mm

δ1 = 0,9δ = 9mmGân tăng cứng: - Chiều dày, e

- Chiều cao, h

- Độ dốc

e = (0,8 ÷ 1)δ = 10mm

h < 58 mmkhoảng 2o

- Giữa bánh răng với thành trong hộp

- Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

- Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

4.2.1 Chốt định vị:

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Lỗ trụ(đường kính D) lắp ở trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời Để đảm bảo vị trítương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như lắp ghép, dùng 2 chốt định

vị Nhờ có chốt định vị, khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sailệch vị trí tương đối của nắp và thân), do đó loại trừ được một trong những nguyên nhânlàm ổ chóng bị hỏng

Ta dùng chốt định vị hình côn có các thông số sau: