1915431 THUYẾT MINH

LỜI NÓI ĐẦUĐất nuớc ta đang trên đà phát triển, do đó khoa học kĩ thuật đóng 1 vai trò quantrọng trong công cuộc công nghiệp hóa, hiện đaị hóa đất nuớc.. Để tạo nền tảng tốt cho bước phá

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA – ĐHQG TP.HCM

KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ (ME3139) Học kỳ I /Năm học 2021-2022

Người hướng dẫn : Nguyễn Thanh Nam Ký tên:

Ngày hoàn thành :30-9-2021 Ngày bảo vệ:

Số ngày làm/năm Kng(ngày) 330

LỜI NÓI ĐẦU

Đất nuớc ta đang trên đà phát triển, do đó khoa học kĩ thuật đóng 1 vai trò quantrọng trong công cuộc công nghiệp hóa, hiện đaị hóa đất nuớc Việt áp dụng khoa học kĩthuật chính là làm tăng năng suất lao động, thay thế sức lao động của người một cáchhiệu quả nhất,bảo đảm an toàn cho người lao động

Trong 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 triên khoa học kĩ thuật một cách nghiêm túcngay từ trong các trường đại học

Đồ án môn học Thiết kế máy là một môn giúp sinh viên ngành Kĩ thuật cơ khí cónhững bước chập chững đầu tiên, làm quen với công việc thiết kế mà mỗi người kĩ sư cơkhí sẽ gắn bó 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 đường họctập, đồng thời tăng thêm sự kiên trì, nhiệt huyết, tỉ mỉ, tính tự khả năng khám phá, vàthêm yêu nghề cho mỗi sinh viên Không những thế quá trình thực hiện đồ án sẽ là sựthử thách đối với những sinh viên đã học qua các môn vẽ kĩ thuật, dung sai, chi tiếtmáy, và sử dụng các phần mềm như autocad mechanical hay solidworks…

Trong quá trình thực hiện đồ án, em nhận được sự hướng dẫn và góp ý tận tình củathầy Nguyễn Thanh Nam Sự giúp đỡ của thầy là nguồn động lực vô cùng lớn lao cổ vũ

tinh thần cho chúng em trên con đường học tập và rèn luyện đầy gian lao vất vả

II Thiết kế các chi tiết máy _7

A.Thiết kế bộ truyền ngoài.Bộ truyền đai thang _7

1.Chọn loại đai và tiết diện đai 7

2 Xác định thông số bộ truyền 7

3 Xác định số đai 8

4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 9

B.Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc _ 10

1 Thiết kế bánh răng côn _ 10

2.3 Truyền động trong bánh răng trụ 17

3 Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu đối với hộp giảm tốc 26

C.Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực 27

D Tính toán thiết kế trục và then _ 33

1 Chọn vật liệu: _ 33

2 Thiết kế trục 33

E Chọn ổ lăn và nối trục 40

1 Chọn ổ lăn cho trục I _41

2 Chọn ổ lăn cho trục II 42

3 Chọn ổ lăn cho trục III _ 44

4 Nối trục đàn hồi _46

F Chọn thân máy, bu lông, và các chi tiết phụ _50

1 Kết cấu vỏ hộp 50

2 Bôi trơn _ 52

3 Bảng kê kiểu lắp và dung sai _52

Tài liệu tham khảo(References) 53

ηđ = 0,95 - Hiệu suất bộ truyền đai để hở

ηbr1 = 0,96 - Hiệu suất của bánh răng côn

ηbr2 = 0,96 - Hiệu suất bánh răng trụ răng nghiêng

ηnt = 0,98 - Hiệu suất nối trục đàn hồi

ηol = 0,993 - Hiệu suất ổ lăng

- Do tải trọng thay đổi theo bậc nên ta cần xác định công suất tương đương

Ptđ = 1

nPi2 ti 1

21[1] chọn tỉ số truyền sơ bộ:

uđ = 2,5 là tỷ số truyền của đai thang

ugt = 13 là tỉ số truyền của hộp giảm tốc răng côn trụ 2 cấp

unt = 1 là tỷ số truyền của nối trục đàn hồi

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

uch =nnsb

ctac → nsb = nctac uch = 89,13 32,5 = 2896,725 vong/phut

- Theo bảng phụ lục P1.1[1], với yêu cầu Pyc= 8,177 kW và nsb= 2896,725 vg/ph, tachọn động cơ 4A132M2Y3, có các thông số: n=2907 v/ph; TK

Tdn = 1,6,Pđc = 11KWThỏa mãn:

- Phân phối ugt = 13,04 cho cặp bánh răng côn (cấp nhanh) và bánh răng trụ (cấpchậm) (u1 và u2):

Tỉ số truyền của của cặp bánh răng côn so với bánh răng trụ:

���� ≈ 1.3���ụ ↔ �1 = 1,3�2

=> u1 = 4,12

PI =η PII

ol ηbr1 =

9,5070,993.0,96 = 9,973kw

Pđc =ηPI

ol ηđ =

9,9730,993.0,95 = 10,572 kw < 11 kw (hợp lý)

II THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

A.THIẾT KÊ BỘ TRUYỀN NGOÀI:BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

1.Chọn loại đai và tiết diện đai

2.2 Tính khoảng cách trục a

2(d1 + d2) ≥ a ≥ 0,55(d1 + d2) + h

Ta chọn theo tiêu chuẩn L=1800 mm=1,8m

- Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ:

i = υL =24,351,8 = 13,53 s−1 > i = 10 s−1do đó không thỏa điều kiện

* Do i không thỏa ta tăng khoảng cách sơ bộ a lên và phải cho i nhỏ lại để tăng tuổi thọ

- Theo tiêu chuẩn ta chọn L=2800mm = 2,8m

Số vòng chạy của đai trong một giây:

i =υL =24,352,8 = 8,7 s−1 < i = 10 s−1do đó thỏa điều kiện

-Tính toán lại khoảng cách trục a:

a = λ + k2 − 8∆2

4Trong đó :

P1 = 10,572 kw - công suất trên trục bánh đai chủ động

P0 = 5,93 kw - Công suất cho phép theo bảng 4.1962 [1]

Kđ = 1,1 - hệ số tải trọng động theo bảng 4.755[1]

Cα = 1 − 0,0025(180 − α1) = 0,9641 - hệ số ảnh hưởng đến góc ôm

Cl= 1,04 - hệ số ảnh hưởng đến chiều dài đai theo bảng 4.1661 [1]

Cu = 1,135 - hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền theo bảng 4.1761 [1]

Cz = 0,95 - Hệ số ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng trong các dây đaitheo bảng 4.1861 [1]

dn1 = d1 + 2ho = 160 + 2.4,2 = 168,4mm

dn2 = d2 + 2ho = 400 + 2.4,2 = 408,4mm

4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng trên 1 đai có công thức sau:

Fo =780Pv C1 Kđ

α z + FvTrong đó:

Fv = qmv2 = 0,178.24,35 = 4,3343 - lực căng dây li tâm sinh ra

Bảng thông số bộ truyền đai thang :

B-THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

HGT 2 cấp: - Truyền động bánh răng côn,

- Truyền động bánh trụ răng nghiêng

1 Thiết kế bánh răng côn

1.1 Chọn vật liệu:

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế,chọn vật liệu 2 cấp bánh răng là như nhau:

σHlim10 = 590 MPa; σHlim20 = 510 MPa

σFlim10 = 468 MPa; σFlim20 = 396 MPaTrong đó :

Tương tự :

NHE2 = 14 107 chu kỳ

Do NHE1 > NHO1 nên ta chọn ���� = ����

NHE2 > NHO2 nên ta chọn ���� = ����

σFlim10 = 468 MPa; σFlim20 = 396 MPa

* KFL: hệ số tuổi thọ được tính theo công thức:

SF = 1,75 Vậy ứng suất cho phép:

1.3 Truyền động bánh răng côn

1.3.1 Xác định chiều dài công ngoài hoặc đường kính chia ngoài

T1 = 81579,95Nmm - Momen xoắn trên trục bánh chủ động Nmm

σH = 463,64 MPa - ứng suất tiếp xúc cho phép

Với HB<350 Z1 = 1,6.Z1P= 1,6.17 = 27,2

Lấy Z1= 27 răng

mte =1 − 0,5Kmtm

be =1 − 0,5.0,25 = 3,13mm2,74Lấy theo tiêu chuẩn ta được mte = 3 mm

- Ta tính lại giá trị

mtm= mte 1 − 0,5Kbe = 2,625mm

- Vậy suy ra

dm1 = mtm z1 = 2,625.27 = 70,88mmd)Xác định số bánh răng 2 và góc côn chia

ZM = 274MPa1/3- hệ số kể đến cơ tính của vật liệu

ZH = 1,76 - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Zε = 4−εα

3 = 0,87với εα = 1,73 - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

T1 = 81579,95Nmm - Momen xoắn trên trục bánh chủ động

KH = KHβKHαKHv = 1,23.1.1,17 = 1,44

Với KHβKHαKHv chọn và tính theo lần lượt bảng 6.21 ; bảng 6.14; và công thức 6.63 tàiliệu [1]

- Với b = KbeRe= 0,25.171,35 =42,84mm là chiều rộng vành răng

- Với vận tốc v theo đường kính vòng chia trung bình:

v = π d60000 =m1 n1 π 70,88.1167,4760000 = 4,33(m/s)theo bảng 6.13[1] chọn cấp chính xác 7(ccx theo vận tốc vòng v ≤ 8)

Vậy:

σH = 1,76.274.0,87 2.81579,95.1,44 4,120,85 70,882 2 + 1

42,84.4,12 ≤ σH

σH = 482,3 MPa~463,64MPa ( sai lệch 4% nên thỏa điều kiện)

Tính lại chiều rộng vành răng

b = KbeRe [σσH

H]

2

= 46,355mm

1.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Điều kiện bền uốn đối với bánh răng côn

α = 0,58 với εα = 1,73 - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Yβ = 1 −140β = 1 hệ số kể đến độ nghiêng của răng

YF1; YF2 -Hệ số dạng răng , tra bảng 6.18[1] theo số răng tương đương zv1 = z1

KFα = 1 - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ănkhớp, bánh răng côn răng thẳng KFα = 1

KFv = 1,42 - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp tính theocông thức 6.68[1]

- Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại thỏa:

σHmax = σH Kqt = 417,27.1 ≤ σH max = 1260MPa ( thỏa)

σF1max = σF1 Kqt = 267,43.1 ≤ σF1 max = 464MPa ( thỏa)

σHmax = σF2 Kqt = 226,3.1 ≤ σF2 max = 360MPa ( thỏa)Vậy độ bền khi quá tải đảm bảo

1.3.6 Xác định các kích thước hình học

Chiều dài côn ngoài

Chiều cao răng ngoài he = 2 hte mte+ c he = 6,6mm

Chiều cao đầu răng

ngoài hhae1ae2 = (h= 2htetem+ xte1− h cosβae1m) mte hhae2ae1= 1,86 mm= 4,14mm

Chiều cao chân răng

ngoài hhfe1fe2 = h= hee− h− hae1ae2 hhfe1fe2 = 2,46mm= 4,74mm

răng 1 Fr1 = Ft1tanαcosδ= 2301,92 tan20 cos(13,67)1

= 814,1NLực dọc trục tác dụng lên

bánh răng 1 Fa1 = Ft1tanαsinδ= 2301,92 tan20 sin(13,67)1

σHlim10 = 590 MPa; σHlim20 = 510 MPa

σFlim10 = 468 MPa; σFlim20 = 396 MPaTrong đó :

Do NHE1 > NHO1 nên ta chọn ���� = ����

NHE2 > NHO2 nên ta chọn ���� = ����

σH 2 = σHlim20 KSHL2

H = 510.1,1 = 463,63 (MPa)1

σFlim0 = 1,8HB ; SF = 1,75

+) Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1= 260, bánh lớn HB2= 220

σFlim10 = 468 MPa; σFlim20 = 396 MPa

* KFL: hệ số tuổi thọ được tính theo công thức:

2.3.1 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền

��= �� � + � � �� ���

�� � � ���

Trong đó:

Ka = 43 - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng theo bảng 6.5[1]

T1 = 320400,36 Nmm - momen xoắn của bánh chủ động

σH = 500,13 MPa- ứng suất cho phép

2.3.2 Xác định các thông số ăn khớp

a Xác định modun

m = (0,01 ÷ 0,02)aw = 2,5 ÷ 5Theo bảng 6.8[1] modun pháp tiêu chuẩn là mn = 4mm

b Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh x

Chọn sơ bộ β = 12o => cosβ = 0,978

Từ công thức 6.18[1] số răng bánh nhỏ:

z1 =2 a3(u + 1) =wcosβ 4 (3,17 + 1) = 29,322.250.0,978Chọn z1 = 29răng; suy ra z2 = u z1 = 3,17.31 = 91,93 , chọn z2 = 92 răng

Suy ra zt = z1+ z2 = 29 + 92 = 121

Tính lại góc β

cosβ =2 am zt

w =4.1212.250 = 0,968 => β = 14,53o

+ Ta có số răng z1 = 29 răng ta dùng dịch chỉnh góc với x1 = 0; x2 = 0

2.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc phải thỏa:

σH = ZMZHZε 2T1KH(u + 1)

bw u dw12 ≤ σH

ZM = 274MPa1/3 - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra bảng6.5[1]

ZH = 1,71 - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc tính theo công thức 6.34[1] và6.35[1]

Zε- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Ta có

εβ =bwm π sinβ=75 sin(14,53)4 π = 1,49 > 1Với bw = ψba aw = 0,3.250 = 75mm

T1 = 320400,36 Nmm - momen xoắn của bánh chủ động

KH = KHβKHαKHv - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

KHβ = 1,07 - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răngtheo bảng 6.7[1]

Để tính được KH đầu tiên ta tìm:

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

dw1 =u + 1 = 119,9 mm2awVận tốc vòng:

v = π d60000w1 n1 =3,14.119,9.283,3760000 = 1,778 m/sTra bảng 6.13[1] ta chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng v là 9m/s

Tra bảng 6.14[1] ta chọn KHα = 1,13; KFα = 1,37

KHv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

KHv = 1 + 2 TvHbwdw1

1KHβ KHα = 1,018Với vH = δHgov aw

u = 1,579Suy ra :KH = KHβKHαKHv = 1,07.1,13.1,018 = 1,23

T1 = 320400,36 Nmm - momen xoắn của bánh chủ động

m=4 là modun pháp của bánh răng trụ răng nghiêng

Yβ = 1 −140β = 0,896 hệ số kể đến độ nghiêng của răng

YF1; YF2 -Hệ số dạng răng , tra bảng 6.18[1] theo số răng tương đương zv1 = z1

2.3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

- Hệ số quá tải

Kqt =TmaxT = 1

- Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại thỏa:

σHmax = σH Kqt = 439,97.1 ≤ σH max = 1260MPa ( thỏa)

σF1max = σF1 Kqt = 79,7.1 ≤ σF1 max = 464MPa ( thỏa)

σHmax = σF2 Kqt = 82,51.1 ≤ σF2 max = 360MPa ( thỏa)Vậy độ bền khi quá tải đảm bảo

cosβ dd12 = 119,83mm= 380,16mmĐường kính đỉnh răng da1 = d1+ 2(1 + x1− ∆y)m

da2 = d2 + 2(1 + x2 − ∆y)m

da1 = 127,83mm

da2 = 388,16mmĐường kính đáy răng df1 = d1− (2,5 − 2 x1)m

df2 = d2− (2,5 − 2 x2)m

df1 = 109,83mm

df2 = 370,16mmCác lực tác dụng lên bánh răng cấp chậm

Lực vòng của bánh dẫn 3

Ft3 =2 Td 2

w3 =2.320400,36119,9 = 5344,46NLực hướng tâm vào bánh răng 3

Fr3 =Ft3cosβ tanatw =5344,46 tan(20,764cos(14,53) o)

= 2093,28NLực dọc trục tác dụng lên bánh

Lực vòng của bánh răng 4 Ft4 = Ft3 = 5344,46N

Lực hướng tâm vào bánh răng 4 Fr4 = Fr3 = 2093,28N

Lực dọc trục tác dụng lên

3 Kiểm tra Điều kiện bôi trơn ngâm dầu đôi với hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp

1 Mức dầu thấp nhất ngập(0,75÷ 2), chiều cao răng ℎ2 = 2,25 � của bánh răng 2

2 Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và mức dầu cao nhất ℎ���− ℎ��� =

Do đó, Hộp giảm tốc đang khỏa sát thỏa điều kiện bôi trơn

C- VẼ SƠ ĐỒ LỰC TÁC DỤNG LÊN CÁC BỘ TRUYỀN VÀ TÍNH GIÁ TRỊ CÁC LỰC

Lực vòng của bánh dẫn 1

Ft1 =2Td 1

m1 =2.81579,9570,88 = 2301,92NLực hướng tâm vào bánh

răng 1

Fr1 = Ft1tanαcosδ1

= 2301,92 tan20 cos(13,67)

= 814,1NLực dọc trục tác dụng lên

bánh răng 1 Fa1 = Ft1tanαsinδ= 2301,92 tan20 sin(13,67)1

Fr3 =Ft3cosβ tanatw =5344,46 tan(20,764cos(14,53) o)

= 2093,28NLực dọc trục tác dụng lên bánh

răng 3 Fa3 = Ft3 tanβ = 5344,46 tan(14,53)= 1385,16N

D- TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

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

- Từ các đường kính dI; dII; dIII theo bảng 10.2[1] ta xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn

Ta có sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc côn trụ

(Hình lấy từ tư liệu tham khảo)

2.4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

2.4.1 Vẽ sơ đồ trục , tính lực tác dụng lên trục, tính các phản lực tại các gối đỡ và vẽ biểu đồ momen uốn và xoắn lên trục I.

2.4.2 Vẽ sơ đồ trục , tính lực tác dụng lên trục, tính các phản lực tại các gối đỡ và vẽ biểu đồ momen uốn và xoắn lên trục II.

2.4.3 Vẽ sơ đồ trục , tính lực tác dụng lên trục, tính các phản lực tại các gối đỡ và vẽ biểu đồ momen uốn và xoắn lên trục III.

l22 = 63mm; l21 = 195mm; lc3 = 120mm; dw4 = 380,16mm

- Lực vòng trên khớp nối đàn hồi:

Ft =2 TD lv

t =2.945035,342180 = 10500NTrong đó Dt là đường kính qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi

Lực hướng tâm tính theo công thức gần đúng (trang 188 [1]) :

2.4.4 Momen tương đương tại các mặt tiết diện trên các trục và đường kính trục tại các tiết diện

a) Trục I:

���� = MAx2 + MAy2 + 0,75T12 = 7017,122+ 0 + 0,75 81579,952 ≈

70997,93Nmm

���� = MBx2 + MBy2 + 0,75 TB2 = 31245,582 + 108190,242 + 0,75 81579,952 =132939,39Nmm

���� = MCx2 + MCy2 + 0,75TC2 = 49387,222 + 02 + 0,75 81579,952 =

86200,7 Nmm

���� = MDx2 + MDy2 + 0,75 TD2 = 0 + 0 + 0,75 81579,952 = 70650,3Nmm

Đường kính trục tại các tiết diện:

Chọn ứng suất cho phép của vật liệu ở bảng 10.5[1] ta có: σ = 63MPa

dA = dD = 24mm (Đường kính bánh răng và đai)

dB = dC = 30mm (Đường kính hai ổ lăn)

b) TrụcII:

���� = MHx2 + MHy2 + 0,75T22 = 0 + 0 + 0,75.0 ≈ 0 Nmm

���� = MGx2 + MGy2 + 0,75T22 = 148681,892+ 295597,262+ 0,75 320400,362 ≈431829,06 Nmm

���� = MFx2 + MFy2 + 0,75T22 = 76578,32+ 268847,222+ 0,75 320400,362 ≈393872,26 Nmm

dG = 45mm(Đường kính tại bánh răng trụ)

dF = 45mm(Đường kính trục tại bánh răng côn)

c) TrụcIII:

���� = MPx2 + MPy2 + 0,75T32 = 02+ 0 + 0,75 02 = 0Nmm

���� = MQx2 + MQy2 + 0,75T32 = 267498,352+ 130997,792+ 0,75 968247,572 =889855,78Nmm

���� = MKx2 + MKy2 + 0,75T32 = 02 + 299999,372+ 0,75 968247,572 =

890576,86Nmm

���� = MLx2 + MLy2 + 0,75T32 = 02+ 02 + 0,75 968247,572 = 838527,00NmmĐường kính trục tại các tiết diện ứng với ứng suất cho phép σ = 48MPa

dP ≥ 3 32 Mπ σ =Ptd 3 π 48 = 0 mm32.0

dQ ≥ 3 32 Mπ σ =Qtd 3 32.889855,783,14.48 = 57,37 mm

dK ≥ 3 32 Mπ σ =Ktd 3 32.890576,863,14.48 = 57,4 mm

dL ≥ 3 32 Mπ σ =Ltd 3 32.8385273,14.48 = 56,25 mm