(Tiểu luận) thuyết minh đồ án chi tiết máy thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Công việc thiết kế hộp giảm tốcgiúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năngcủa các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn… Thêm vào đó trong quá trình

PHÂN HIỆU TẠI TP.HCM

- -Thuyết Minh

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: NGUYỄN HỮU CHÍ SVTH: HOÀNG MINH HẢI Lớp: CQ.K62.KTCĐT

MSSV: 625104C046

Đề số: II - Phương án: 5

TP.HCM - Tháng 12/2023

h

LỜI NÓI ĐẦU

Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắpnơi và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất.Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộphận không thể thiếu

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đãhọc trong các môn: Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ Thuật Cơ Khí… và giúpsinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Công việc thiết kế hộp giảm tốcgiúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năngcủa các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn… Thêm vào đó trong quá trình thực hiệncác sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ hình chiếu với công cụAutoCad - điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí

Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Hữu Chí 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, do đó thiếu xót là điều không thể tránh khỏi, emmong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn

Thành Phố Hồ Chí Minh, ngày 02 tháng 12 năm 2023h

NHẬN XÉT

MỤC LỤC PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ ĐẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 7

h

1 Tính công suất cần thiết của động cơ 7

2 Chọn tốc độ đồng bộ động cơ 8

3 Chọn động cơ 8

4 Phân phối tỷ số truyền 8

PHẦN II: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG 10

1 Chọn vật liệu 10

2 Xác định các ứng suất cho phép 10

3 Tính toán cấp nhanh: bộ truyền bánh răng trụ nghiêng và Tính toán cấp chậm: bộ truyền bánh răng trụ thẳng 11

a Xác định sơ bộ khoảng cách trục 11

b Xác định các thông số ăn khớp 12

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 12

e Kiểm nghiệm răng về quá tải 16

f Bảng các thông số 16

a Xác định sơ bộ khoảng cách trục 17

b Xác định các thông số ăn khớp 18

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 18

e Kiểm nghiệm răng về quá tải 21

f Bảng các thông số 22

PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI 24

1 Thiết kế trục 24

1.1 Chọn vật liệu 24

1.2 Tính sơ bộ đường kính trục 24

1.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực 25

1.5 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 35

1.6 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 38

1.7 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 41

2 Chọn then 41

3 Tính chọn ổ lăn 42

3.1 Chọn ổ lăn cho trục I 42

3.2 Chọn ổ lăn cho trục II 45

3.3 Chọn ổ lăn cho trục III 47

4 Tính chọn khớp nối 48

PHẦN IV: CẤU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁCH CHI TIẾT PHỤ 51

1 Thiết kế các kích thước của vỏ hộp: 51

1.1 Vỏ hộp 51

1.2 Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp 51

2 Thiết kế các chi tiết phụ 52

2.1 Chốt định vị 52

2.2 Cửa thăm 53

2.3 Nút thông hơi 53

h

2.4 Nút tháo dầu 54

2.5 Que thăm dầu 54

2.6 Vòng chắn dầu 55

2.7 Bôi trơn 55

PHẦN V: TÍNH TOÁN DUNG SAI KÍCH THƯỚC TRỤC 56

1 Dung sai kích thước: 56

2 Dung sai hình học: 57

TÀI LIỆU KHAM KHẢO 58

h

h

+ t p = 16,08 h: số giờ làm việc thực tế trong ngày.

+ a = 219 ngày: số ngày làm việc trong năm.

+ Thời hạn phục vụ: 5 năm

- Công suất cần thiết trên trục động cơ là:

Pct=P lv /η (*)

Với: Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác (KW)

η là hiệu suất truyền động.

Do tải trọng không đổi nên công suất tính toán là công suất làm việc trên trụcmáy công tác:

ol η kn

Với η brk = 0,96 là hiệu suất của các cặp bánh răng trụ kín

η ol = 0,99 là hiệu suất các cặp ổ lăn.

η kn = 1 là hiệu suất khớp nối.

Căn cứ vào bảng: “Các thông số kỹ thuật của động cơ 4A” phụ lục P1.3 trang

238 Sách ‘Tính toán thiết kế HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ‘ ta chọn động cơ

5 Tính công suất, vòng quay và momen trên các trục

- Công suất trên các trục:

Ta có:

h

PHẦN II: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1= 245; độ rắn bánh răng lớn HB2 = 230, khi đó

σ Hlim1 ° =2 HB1+ 70 = 2.245 + 70 = 560 MPa ; σ Flim ° = 1,8.245 = 441 MPa

σ Hlim2 ° =2 HB2+ 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa ; σ Flim ° = 1,8.230 = 414 MPa

Số chu kỳ cơ sở khi tính độ bền tiếp xúc theo công thức 6.5 (sách TTTKHDĐCK

trang 93) N Ho= 30H 2 , 4 HB, do đó :

- Bánh nhỏ là : N Ho 1= 30.2452 , 4 = 1,62.107

- Bánh lớn là : N Ho 2 = 30.2302 , 4= 1,39.10 7

Vì bộ truyền làm việc có tải trọng thay đổi, nếu số chu kỳ thay đổi ứng suất tương

đương được tính theo công thức 6.7 (sách TTTKHDĐCK trang 93) :

* ti = 16,08.219.5 = 17607,6 (h): tổng thời gian làm việc

Do thời gian khỏi động máy có 3s quá nhỏ so với thời gian làm việc, nên ta có thểtạm thời bỏ qua:

 N HE 2= 60.1.14 255 ,1 17607,6 (1 3.0 , 7 +0 , 53.0,3)= 21,769.10 7> N Ho 2

Do đó: K HL2 = 1 suy ra N HE 1>N Ho 1 do đó K HL1= 1

h

Như vậy theo công thức 6.1a (sách TTTKHDĐCK trang 93) sơ bộ xác định

Do đó theo công thức 6.2a (sách TTTKHDĐCK trang 93) với bộ truyền quay 1

chiều K FC= 1 ta được:[σ F]=σ Flim o

S F K FC K FL¿S F

[σ F 1]=441.1 1 /1 , 75=252 MPa [σ F 2 ]=414.1 1/1 ,75=236 ,5 MPa

*Ứng suất tải cho phép : theo công thức 6.13 trang 95 và 6.14 trang 96:

+ Ứng tiếp xúc quá tải cho phép:

[σ H]max =2, 8 σ ch 2 =2 , 8.450=1260 Mpa

+ Ứng suất uốn quá tải cho phép:

[σ F 1]max =0 , 8 σ c h 1 =0 , 8.580=464 MPa [σ F 2]max =0 , 8 σ c h 2 =0 , 8.450=360 MPa

h

3 Tính toán cấp nhanh: bộ truyền bánh răng trụ nghiêng và Tính toán cấp chậm: bộ truyền bánh răng trụ thẳng

Vì số răng z1 lớn hơn hoặc bằng 30 nên ta không cần phải dịch chỉnh.

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.33 (sách TTTKHDĐCK trang 105), ta có:

h

Theo bảng 6.14 [TL1] với cấp chính xác 9 và vận tốc vòng v < 5 m/s

⇒ Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng: K Hα = 1,16

Theo công thức 6.42 trang 107:

KH = K Hβ K Hα K Hv= 1,05.1,16.1,054 = 1,284Thay các giá trị KH, ZM, ZH, Zε vào công thức 6.33 [TL1] ta được:

σ H =Z M Z H Z ε√2 T1 K H (u m+1)

b w u m d w 12

⇒ σ H= 274 1,725 0,766.√2 39965,601 1,284 (5 , 1+1)

42 ,3.5 , 1 46,2302 = 421,812 (MPa)

*Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo công thức 6.1 [TL1] với vận tốc vòng v = 3,522 m/s < 5 m/s

cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5 ÷ 1,25 μm

Do đó: ZR = 0,95

Với đường kính da < 700 mm, hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh răng KxH = 1

[σ H]=[σ H] Z v Z R H xH= 495,4.1.0,95.1 = 470,63 MpaNhư vậy: σ H = 421,812 Mpa < [σ H]= 470,63 Mpa

 σ H < [σ H], Thoả mãn điều kiện tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức 6.43 ta có:

Ứng suất uốn tại chân răng:

h

Theo bảng 6.14 và với v = 3,522 m/s < 5 m/s, với cấp chính xác 9 ta có:

K Fα = 1,40Theo ct 6.47 Cường độ tải trọng động:

KxF = 1 (Hệ số ảnh hưởng kích thước bánh răng với da < 400 mm)

Do đó theo công thức 6.2 và 6.2a

Ứng suất uốn cho phép:

[σ F 1]=[σ F]1.Y R .Y S K xH = 252.1.1,05.1 = 265,0587 (MPa)[σ F 2]=[σ F]2.Y R .Y S K xH = 236,5.1.1,05.1 = 248,7555 (MPa)Thay [σ F 1], [σ F 2] vào công thức 6.43 T107 ta được:

σ F 1 = 2.T1.KF.Y ε.Y β.Y F 1/ ¿¿.d w 1.m) ≤[σ F 1]

= 2.39965,601.1,738.0,586.0,905.3,8.42 , 3.46,230.1 , 51 = 95,547(MPa)

σ F 2 = σ F 1.Y YF2

F1= 95,547.3 ,6 3 ,8 = 90,518 (MPa)Như vậy :σ F 1 < [σ F 1]

σ F 2 < [σ F 2]

 Thoả mãn điều kiện bền uốn

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

σ F 1 max = σ F 1 K qt= 95,547 1,5 = 143,321 MPa < [σ F 1]max = 464 MPa

σ F 2 max= σ F 2 K qt= 90,518 1,5 = 135,777 MPa < [σ F 2]max = 360 MPa

f Bảng các thông số

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

h

d a1 = 49

d a2 = 239

mm mm

d f1 = 42,25

d f2 = 232

mm mm

Vì số răng z1 lớn hơn 30 nên ta không cần phải dịch chỉnh.

Góc ăn khớp: cosα tw = Z t m cos α 2 a

Thay số: cos α tw= ¿ z t m cosα

2 a w 2 =(234−46).1 ,5 cos( ¿20°)

2.141 ¿ ¿ 0,9397 ⟹ α tw =20 °

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.33 (sách TTTKHDĐCK trang 105), ta có:

- Theo 6.35, tanβ b = cosα t tanβ = cos (20) tan (0) = 0

=> β b= 0

- ZH - Hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc :

ZH =√2 cos β b sin2 α tw= √ 2.cos ⁡(0)

⇒ K H = K Hβ.K Hα.K Hν= 1,05.1.1,021 = 1,72Thay các giá trị tính được vào công thức 6.33 ta được :

σ H = ZM.ZH.Z ε .√2.T2 K H .(u2+1)

b w u2 d2ω2

=> σ H = 274.1,764.0,857.√2.193715 , 43.1,072.(5,087−1)

52,875.5,087 692 = 476,948(MPa)

Theo công thức 6.1 [TL1] với vận tốc vòng v = 1,031 m/s < 5 m/s

→ Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng : Zv = 1

- Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9,khi đó cần gia công đạt độ nhám : RZ = 10 ÷ 40 μm, do đó ZR = 1

kích thước bánh răng : KxH = 1

Do đó theo công thức 6.1 và công thức 6.1a [TL1]:

[σ H] = [σ H].Zv.ZR.KxH = 481,8.1.1.1 = 481,8 (MPa)Như vậy: σ H= 476,948 MPa ¿[σ H]= 481,8 MPa,

 σ H < [σ H], Thoả mãn điều kiện tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo bảng 6.14 và với v = 1,031 m/s < 2,5 m/s, với cấp chính xác 9 ta có:

K Fα = 1,37Theo công thức 6.47: Cường độ tải trọng động:

Theo bảng 6.18 ta có: Các hệ số dạng răng: YF1 = 3,675

YF2 = 3,6Với m = 1,5, Hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứngsuất:

Y S = 1,08 − ¿ 0,0695.ln (1,5) = 1,05

YR: Hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng YR = 1

KxH = 1 (Hệ số ảnh hưởng kích thước bánh răng với da < 400 mm)

Do đó theo công thức 6.2 và 6.2a

Ứng suất uốn cho phép:

[σ F 1]=[σ F]1.Y R .Y S K xH = 252.1.1,05.1 = 265,0587 (MPa)[σ F 2]=[σ F]2.Y R .Y S K xH = 236,5.1.1,05.1 = 248,7555 (MPa)Thay [σ F 1], [σ F 2] vào công thức 6.43 ta được:

σ F 1 = 2.T2.KF.Y ε.Y β.Y F 1/ ¿¿.d w 2.m) ≤[σ F 1]

= 2.193715,430.1,594.0,556.1.3,675 52,875.69.1 , 51 = 230,796(MPa)

h

σ F 2 = σ F 1.Y YF2

F1 = 230,796.3,6753 ,6 = 226,086 (MPa)Như vậy: σ F 1 < [σ F 1]

σ F 2 < [σ F 2]

 Thoả mãn điều kiện bền uốn

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

σ F 1 max = σ F 1 K qt = 230,796 1,5 = 346,194 MPa < [σ F 1]max = 464 MPa

σ F 2 max= σ F 2 K qt = 226,086 1,5 = 339,1129 MPa < [σ F 2]max = 360 MPa

f Bảng các thông số

Các thông số và kích thước bộ truyền cấp chậm bánh răng trụ răng thẳng:

h

d a1 = 72

d a2 = 348

mm mm

d f1 = 65,25

d f2 = 354

mm mm

PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

1 Thiết kế trục

1.1 Chọn vật liệu

Ở hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép

vào và lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, lấy trị số lớn đối với trục racủa hộp giảm tốc

+[τ]: Ứng suất xoắn cho phép, MPa

Chọn [τ I]=15 MPa; [τ II]=20 MPa; [τ III]=30 Mpa

- Đối với trục II:

- Đối với trục III:

h

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

- Từ đường kính trục ở trên ta xác định chiều dày ổ lăn theo bảng 10.2 trang 189

dI = 30 mm => b01 = 19 mm

dII = 40 mm => b02 = 23 mm

dIII = 55 mm => b03 = 29 mm

- Tra bảng 10.3/189/T1 ta có các thông số như sau: Lấy trục 2 làm chuẩn để tính

các khoảng cách của bộ truyền

Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn quay đến thành trong của

hộp

k2 = 10 mm

Chiều dài mayơ bánh răng:

+ Bánh 1: l m 13=(1 , 2 1 , 5).d I=(1 , 2 1 , 5).30=(36 … 45)

Lấy l m 13=36 mm+ Bánh 2: l m 22=(1 ,2 … 1 , 5).d II=(1 , 2 … 1, 5).40 =(48 … 60)

Lấy l m 22=48 mm+ Bánh 3: l m 23=(1 , 2 1 , 5).d II=(1 , 2 1, 5).40=(48 … 60)

Lấy l m 23=54 mm+ Bánh 4: l m 32 =(1 , 2 1, 5) d III =(1 , 2 1 , 5).55=(66 82 ,5)

Lấy l m 32=80 mm

Chiều dài mayơ khớp nối:

+ Trên trục I: l m 12=(1 , 4 2 , 5) d I=(1 , 4 2 ,5).30 =(42 75)

Lấy l m 12=50 mm+ Trên trục III: l m 33=(1 , 4 2, 5) d III=(1 , 4 2, 5).55=(77 137 ,5)

Lấy l m 33=100 mm

Khoảng cách giữa các điểm đặt lực:

h

+ Dt: là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt.

+ Dt: là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt

X Y ZO

O Y Z

Y X

h

860,714

2043,671 71354,742

X Y

Z O

O Y Z

O ZY X

284,488

43099,984 6588,997

974,057

3000

161430,427

938952,449 309000,063

X Y

Z O

O Y Z

O ZY X

Fk3D

1.5 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

- Moomen tương đương tại tiết diện j trên chiều dài trục:

Trong đó: Mxj, Myi - momen uốn trong mặt phẳng yOz và xOz tại các tiết diện j:

- Đường kính trục tại tiết diện j:

+ Tại các ổ lăn: dB = dD = 35 mm;

+ Tại bánh răng: dC = 40 mm

kính trục nên ta tạo bánh răng liền trục.

1.6 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

- Kết cấu trục và thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nên hệ số an toàn tại các tiếtdiện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

+ sj và sj - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xétriêng ứng suất tiếp tại tiết diện j:

s σj= σ−1

K σdj σ aj +ψ σ σ mj ; s τj= τ−1

K τdj τ aj +ψ τ τ mj

h

Ở đây:

tôi cải thiện b = 600 MPa:

-1 = 0,436.b = 0,436.600 = 261,6 MPa (đối với thép cacbon)

được xác định bằng công thức trong bảng 10.6 [I]:

Tại các tiết diện bánh răng và khớp nối với tiết diện tròn có 1 rãnh then nên:

+ Trên trục I: tiết diện lắp nối trục (tại A), ổ lăn (tại B), bánh răng (tại C).+ Trên trục II: tiết diện lắp bánh răng (tại B và D), ổ lăn (tại C)

+ Trên trục III: tiết diện lắp nối trục (tại D), ổ lăn (tại C), bánh răng (tại B)

- Chọn lắp ghép các ổ lăn lăn trên trục theo k6, lắp bánh răng, nối trục theo k6 kếthợp với lắp then

- Kích thước của then (bảng 9.1a, [I]), trị số của momen cản uốn và momen cảnxoắn ứng với các tiết diện trục như sau:

h

tại trục (mm) (mm) (mm) (mm3) (mm3)I

*Với: bxh - kích thước tiết diện then

t1 - chiều sâu rảnh then trên trục

- Từ các số liệu ta tính được biên độ ứng suất pháp, biên độ và trị số trung bình củaứng suất tiếp trong bảng sau:

(MPa)I

phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt tra theo bảng 10.8 sách [I]

- Do các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt

Ra = 2,5 0,63 m, nên ta chọn được: Kx = 1,06

- K, K - hệ số tập trung ứng suất (tiết diện có then)

K = 1,76 và K = 1,54

h

- ,  - hệ số kích thước ảnh hưởng đến kích thước của tiết diện trục đến giới hạnmõi, từ đường kích trục của các tiết diện nguy hiểm trị số tra theo bảng 10.10sách [I] với vật liệu là thép cacbon:

- Từ đó xác định được tỷ số K/ và K/ tại các tiết diện có rảnh then Theo bảng

diện nguy hiểm tra được tỷ số K/ và K/ và do lắp căng tại các tiết diện này,trên cơ sở đó dùng giá trị lớn hơn trong hai giá trị K/ để tính Kd và giá trị lớnhơn trong hai giá trị của K/ để tính Kd Kết quả tính được ghi trong bảng sau:Trục diện Tiết (mm)d Tỉ số K/ do Tỉ số K/ do

rãnhthen

lắpcăng

rãnhthen

lắpcăngI

 Vậy các trục đều thỏa mãn điều kiện bền mỏi

Và vì hệ số an toàn khá lớn nên có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng các trục

1.7 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

- Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do phá quá tải đột

ngột (chẳng hạn khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tỉnh.Công thức kiểm nghiệm có dạng:

σ td=√σ2

+3 τ2≤[σ]

h

Trong đó: σ= M max

0 ,1 d3; τ= T max

0 , 2.d3

[σ]=0 , 8.σ ch =0 ,8.450=360 MPa

nguy hiểm lúc quá tải, Nmm; ch - giới hạn chảy của vật liệu trục, MPa

diện tại

d (mm)

Kiểm nghiệm về độ bền của then:

Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tính kiểm nghiệm mối ghép về độbền dập và độ bền cắt có dạng sau đây:

σ d= 2T

d l t (h−t1 )≤[σ d]; τ c= 2 T

d l t b ≤[τ c]Trong đó: d, c - ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa;

d - đường kính trục, mm;

T - Momen xoắn trên trục, Nmm;

bxh - kích thước tiết diện then, mm;

t1 - chiều sâu rãnh then trên trục, mm;

lt = (0,8…0,9).lm - chiều dài then, mm;

trọng tĩnh

[c] = (60 90) MPa - ứng suất cắt cho phép

Như vậy kết quả được ghi trong bảng sau:

diện tại

d (mm)

lt

(mm)

bxh (mm)

t1

(mm)

T (Nmm)