Thiết kế đồ án chi tiết máy

Đề tài mà chúng em được giao là thiết kế hệ dẫn động bang tải gồm có bộ hộpgiảm tốc bánh răng rụ răng nghiêng và bộ truyền đai.. Trong quá trình tính toán vàthiết kế các chi tiết máy cho

LỜI NÓI ĐẦU

Thiết Kế Đồ Án Chi Tiết Máy là một môn cơ bản của ngành cơ khí Môn họcnày không những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn thực tế đối với cáckiến thức đã được học, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng của các môn chuyênngành sẽ được học sau này

Đề tài mà chúng em được giao là thiết kế hệ dẫn động bang tải gồm có bộ hộpgiảm tốc bánh răng rụ răng nghiêng và bộ truyền đai Trong quá trình tính toán vàthiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc chúng em đã sử dụng và tra cứu một sốnhững tài liệu sau :

- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 và 2 của PGS.TS Trịnh Chất và

TS Lê Văn Uyển

Do là lần đầu làm quen với công việc thiết kế chi tiết máy, cùng với sự hiểu biếtcòn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của cácmôn có liên quan song bài làm của sinh viên chúng em không thể tránh khỏi nhữngsai sót Kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các thầy cô trong

bộ môn giúp cho những sinh viên như chúng em ngày càng tiến bộ trong học tập Cuối cùng chúng em xin chân thành cảm ơn các thầy cô trong bộ môn, đặc biệt

là thầy Vương Văn Thanh đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo tận tình để em có thểhoàn thành tốt nhiệm vụ được giao

Chúng em xin chân thành cảm ơn!

Mai Thị LanNguyễn Huy Chương

MỤC LỤC

Lời nói đầu 2

CHƯƠNG I: TÍNH ĐỘNG HỌC

CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

CHƯƠNG V: TÍNH THIẾT KẾ KẾT CẤU

5 CHƯƠNG VI: MỘT SỐ CHI TIẾT KHÁC

 Hiệu suất bộ truyền đai ηđ = 0,96

 Hiệu suất bộ truyền bánh răng ηbr = 0,97

 Hiệu suất ổ lăn ηôl = 0,995

 Hiệu suất khớp nối ηkn = 1

 Tỷ số truyền của bộ truyền đai uđ = 2

 Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ ubr= 4,5

Tỷ số truyền sơ bộ

usb = uđ ubr = 2.4,5 = 9

1.6 Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ

nsb = nlv usb = 109,82.9 = 988,38 (v/p)

1.7 Chọn động cơ

ndc ~ nsb = 988,38 (v/p)

Pdc≥ Pyc = 2,63 (kW)

Suy ra chọn động cơ : 4A100S4Y3

Công suất động cơ P= 3 (kW)

Số vòng quay trên trục động cơ ndc= 1420 (v/p)

Số vòng quay trên trục 1 n1 = nđc uđ = 14203,15 = 450,79 (v/p)

Số vòng quay trên trục 2 n2 = ubr n 1 = 450,794,1 =109,95 (v/p)

Số vòng quay trên trục công tác nct = n2 = 109,95 (v/p)

CHƯƠNG II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

Điều kiện làm việc :

1 Chọn loại đai và tiết diện đai

Chọn tiết diện đai : A

2 Chọn đường kính hai bánh đai d 1 và d 2

Tra bảng 4,13[1](trang 59) được giới hạn đường kính bánh đai nhỏ.

Chọn d1 theo tiêu chuẩn cho trong bảng 4,21[1](trang 63) d1=180(mm)

Kiểm tra về vận tốc đai

Chiều dài đai L

L = 2asb + π (d 1+d 2)

2 + (d 2−d 1)2

Chọn L theo tiêu chuẩn, L = 2240(mm/s)

Số vòng chạy của đai trong 1s là i = v L = 13,382240 = 5,97 (m/s)

Kiểm tra i < imax = 10 (m/s)

P1 = 2,63(kW) công suất trên trục bánh chủ động

[Po] : công suất cho phép , Tra bảng 4,19[1] hoặc 4,20[1] theo tiết diện đai A, d1 = 180(mm) và v = 13,38(m/s), được :

[Po] = 3,08 (kW)

Lo = 1700 (mm)

Cα : hệ số ảnh hưởng của góc ôm

Với α = 136,930 có Cα = 1- 0,0025 (180 – α) = 0,876

CL : hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai , Tra bảng 4,16[1]

với Lo L =1,31 được CL = 1,056

Cu : hệ số ảnh hưởng của tỷ số truyền.

Tra bảng 4,17[1] vói ut = 3,17, được Cu = 1,14

Cz ; hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai.Tra bảng 4,18[1] theo Z’ = P

[Po] = 2,633,08 = 0,85 , được Cz = 1

Số đai : Z = PKd

[Po].Cαα CαL Cαu Cαz = 0,89 Chọn Z = 1 (là số nguyên và lớn hơn giá trị vừa tính đc)

5 Các thông số cơ bản của bánh đai

thay vào được B = 20

Đường kính ngoài của bánh đai

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

Lực căng ban đầu Fo = 780 p 1 Kd v Cαα Z + Fv

Chọn bộ truyền tự động điều chỉnh lực căng thì Fv = 0 (N)

Do đó thay vào được Fo = 192,52 (N)

CHƯƠNG III : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN

BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

NHE1 > NH01 lấy NHE1 = NH01 do đó KHL1 = 1

NFE1 > NF01 lấy NFE1 = NF01 do đó KFL1 = 1

- Bánh bị động :

NHE2 > NH02 lấy NHE2 = NH02 do đó KHL2 = 1

NFE2 > NF02 lấy NFE2 = NF02 do đó KFL2 = 1Thay số vào công thức được :

- Bánh chủ động : [σH1] = σ Hlim1´ SH 1 KHL1 = 6001,1.1 = 545,45 (MPa)[σF1] = σ Flim 1´ SF 1 KFL1 = 1,75477.1 = 272,57 (MPa)

- Bánh bị động : [σH2] = σ Hlim2´ SH 2 KHL2 = 5701,1.1 = 518,18 (MPa)[σF2] = σ Flim 2´ SF 2 KFL2 = 1,75450.1 = 257,14 (MPa) Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng :

 Ka: hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng, Ka=43(MPa)

 T1: momen xoắn trên trục chủ động , T1 = 53174,43(Nmm)

 [σH]sb : ứng suất tiếp xúc cho phép , [σH]sb = 531,82(MPa)

√531,8253174,43.1,042.4,1 0,35 =112,85 Chọn aw = 115 (mm)

αt = atw = arctan(tan α cosβ) = arctan(cos13,12tan20 ) = 20,49o ( α = 20o )

Góc nghiêng của răng trên hình trục cơ sở :

Ứng suất cho phép tính ở mục 2 chỉ là ứng suất cho phép sơ bộ

Sau khi xác định được vật liệu, các kích thước và thông số động học củabánh răng, cần phải xác định chính xác ứng suất cho phép

[σH] = [σH]sb ZRZvKxH

[σF] = [σF]sb YRYSKxF

Trong đó :

[σH]sb và [σF]sb là ứng suất cho phép đã tính ở mục 2 :[σH]sb = 531,82 MPa

ZR : hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc Từ dữ liệu trang 91

và 92 chọn : Ra = 1,25-0,63 => ZR = 1

Zv ; hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

v < 5(m/s) => Zv = 1

KxH = 1 : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

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

YS ; hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất, Ys =1,08 - 0,0695ln(m) = 1,03 (với m = 2)

KxF =1 : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độbền uốn.

Thay số được : [σH] = [σH]sb ZRZvKxH = 531,82 MPa

Bánh chủ động : [σF1] = [σF1]sb YRYSKxF = 280,75 MPa

Bánh bị động : [σF2] = [σF2]sb YRYSKxF = 264,75 MPa

6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

6.1 Kiểm nghiệm vè độ bền tiếp xúc

2 ossin2

c 

sin ⁡(2.20,49) = 1,72

Zɛ : hệ số trùng khớp Phụ thuộc hệ số trùng khớp ngang và hệ trùng khớpdọc ɛβ

- KHα = 1 : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên cáccặp răng đồng thời ăn khớp

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

F F

Y

Y  [F2][σF1] và [σF2] là ứng suất cho phép đã tính ở mục 5 lần lượt là

280,75 MPa và 264,85 MPa

KF : hệ số tải trọng khi tính toán về uốn

KF = KFαKFβKFv

- KFβ : hế số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiềurộng vành răng Tra bảng 6,7[1](trang 98) với ψbd = 0,89 và sơ đồ

Nội suy tuyến tính được KHv = 1,04 Thay số được : KF = KFαKFβKFv = 1,13

Yɛ : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ; Yɛ = ɛαα1 =1,651 =0,61

Yβ : hệ số kể đến độ nghiêng của răng ; Yβ = 1 - 140β

F F

Y

Y = 66,43  [F2]

7 Một số thông số khác của cặp bánh răng

Đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2m = 49,2 ( với d1 = m Z 1 cosβ )

da2 = d2 + 2m = 188,8 ( với d2 = m Z 2 cosβ )

Đường kính đáy răng : df1 = d1 - 2,5m = 40,2

df2 = d2 - 2,5m = 179,8

49,2 (mm)188,8(mm)

df2

40,2 (mm)179,8 (mm)

Lực ăn khớp

CHƯƠNG IV : TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN ĐỐI VỚI TRỤC

1 Khớp nối:

1.1 Chọn khớp nối

Thông số đầu vào :

- Mô men cần truyền : T = T2 = 210195.54 Nmm

- Đường kính trục động cơ : dđc = 28 mm

- Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục :

- Ta chọn khớp nối theo điều kiện :

- Tt ≤ Tkncf & dt ≤ dkncf

- Trong đó :

- dt - Đường kính trục cần nối : dt = d2 = 35 mm

- Tt - Mô men xoắn tính toán :

- k – hệ số làm việc, phụ thuộc vào loại máy Tra bảng 16.1[2] (trang 58) ta lấy k = 1.4

- T – mô men xoắn danh nghĩa trên trục : T = 210195.54 Nmm

- Suy ra : Tt = k*T = 1.4*210195.54 = 294273.756 Nmm

- Tra bảng 16.10a[2](trang68) với điều kiện : Tt ≤ Tkncf & dt ≤ dkncf

- Thông số khớp nối như sau :

500 14 M10 20 62 34 15 28 1.5

1.2 Kiểm nghiệm khớp nối

Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện:

Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

σ d= 2 k T

Z D o d c l3≤ [σ d] = σ d= 2.1,4 294273,756

1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi

Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được Tkncf 500 NmĐường kính lớn nhất có thể của trục nối dkncf 40 mm

2 Tính sơ bộ trục:

2.1 Chọn vật liệu trục:

Chọn vật liệu chế tạo trục : Thép 40X tôi cải thiện

Thông số vật liệu chế tạo trục :

 T là momen xoắn (Nmm)

 [τ¿là ứng suất xoắn cho phép : [τ¿=15…30 (MPa)

Lấy [τ1]= 15 MPa, [τ2]= 28 MPa

Trục I (bánh răng chủ động)

d1 ≥ 3

√0,2T 1[τ1]= 3

√53174.430,2.15 = 26.1 (mm) Lấy d1= 30 (mm)Trục II (bánh răng bị động)

d2 ≥ 3

√0,2T 2[τ2]= 3

√210195.540,2.28 = 33.5 (mm) Lấy d2= 35 (mm)Theo bảng 10.2[1]

189 chọn chiều rộng ổ lăn : {b01 =19 mm

b02=21 mm

2.3 Xác định lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục

- Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng : ( bánh răng nghiêng )

- Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông : hn = 25

- Chiều dài moayo :

3.2 Vẽ biểu đồ momen

3.3 Tính momen tương đương

3.4 Tính đường kính các đoạn trục tương ứng

- Đường kính d = 30mm ⇒ tra bảng 10.5 : [σ] =70MPa

3.5 Chọn và kiểm nghiệm then trục 1

- chọn loại then hoa hình chữ nhật

- Tính toán mối ghép then thỏa mãn điều kiện:

- σd, τt là ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán

- [σ d] là ứng suất dập cho phép, MPa, tra bảng 9.5 với dạng thép cố định , vật liệu may ơ là thép làm việc va đập nhẹ: [σ d] = 100MPa

- [τ c] là ứng suất cắt cho phép, MPa ; với then bằng thép 45 chịu tải trọng

[τ c] = 40…60 MPa [τ c] = 50MPa

- d: đường kính trục tại tiết diện lắp then d = 26 mm

- T: momen xoắn trên trục, Nmm

- lt, b, h, t: kích thước then bằng, mm tra bảng 9.1

X = d f 1−d3

2 – t2 = 40,2−262 – 2,8 = 4,3 < 2,5.m = 5Vậy tại vị trí này ta làm bánh răng liền trục

Xác định mối ghép then cho trục 1 lắp bánh đai: d1 = 22 mm

Chọn then bằng tra bảng B

9.1( ) 173

a

[1] ta có:

 Chiều rộng then: b = 6 mm

 Chiều cao then : h = 6 mm

 Chiều sâu rãnh then trên tấm trục: t1 = 3,5 (mm)

 Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2 = 2,8 (mm)

 Chiều dài then: l = (0,8÷0,9) lm1 = 0,85.42 =35,7 (mm)

Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt

3.7 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguyhiểm thỏa mãn điều kiện sau:

Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ phân bố momen, có thể thấy các tiết diện sau đây

là tiết diện nguy hiểm cần kiểm nghiệm về độ bền mỏi: tiết diện (1), tiết diện (2),tiết diện (3)

Chọn lắp ghép: các ổ lăn lắp trên trục theo r6, lắp bánh răng, bánh đai theo k6 kếthợp với lắp then

-Tại tiết diện lắp bánh răng (3)

Kx – hệ số tập trung ứng suất Tra bảng 10.8 Kx = 1,12

Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục Ở đây không dùng phương pháp tăng bền bềmặt, Ky = 1

εσ và ετ – hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trụcđến giới hạn mỏi

Kσ và Kτ – hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số củachúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất

tra bảng 10.12

khi cắt bằng dao phay ngón, σb = 850 MPa trục có rãnh then ⇒ Kσ = 2,10 ; Kτ

Ta thấy sự tập trung ứng suất tại trục lắp bánh đai là do rãnh then và

do lắp ghép có độ dôi Tra bảng 10.11[1] (trang 198), ta được:

o Ảnh hưởng của độ dôi:

{K σ

ε σ =2,54

K τ

ε τ =1 , 92

o Ảnh hưởng của rãnh then: Tra bảng 10.10[1] (trang 198)

o σb = 850 (MPa ) dao phay ngón nội suy ta có: {ε σ=0.92

+ tiết diện tại vị trí bánh răng:

Tiết diện này có bề mặt trục lắp có độ dôi Chọn kiểu lỗ k6, trabảng 10.11[1] (trang 198), ta có:

o Ảnh hưởng của độ dôi:

Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi.

3.8 Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn

⇒ tra 2.12 trang 264 chọn loại ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp có thông số

+ chọn cấp chính xác ổ lăn: 0, với độ đảo hướng tâm 20 µm

3.9 Kiểm tra khả năng tải động

Khả năng tải động Cd được tính theo công thức(trang214):

Cα d=Q m

√L

Trong đó:

m – là bậc của đường cong mỏi, với ổ bi m = 3

L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay,

L=60 n L h 10−6=60 450,79 11500 10−6=311,05

Lh – tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, Lh = (10…25)103 giờ chọn Lh = 11500 giờ

Q – tải trọng động quy ước, kN được xác định bằng công thức:

• Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên ổ lăn là:

F v.F và kết hợp tra bảng 11.4_[1]_trang 216, ta có:Xác định X và Y:

- tại ổ lăn 1 : F a 1

V F r 1=

376,25 1.1074,99=0 ,35=e

⇒ hai ổ lăn thỏa mãn khả năng tải động

3.10 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ

Tra bảng 11.6 cho ổ bi đỡ chặn 1 dãy, góc α = 12° ta được:

4 Tính toán thiết kế cụm trục II

Chọn vật liệu chế tạo trục : Thép 40X tôi cải thiện

Thông số vật liệu chế tạo trục :

4.1 Tính phản lực tại các gối đỡ cho trục II:

Trường hợp 1: Fkn ngược chiều Ft2

Sơ đồ đặt lực trục 2

Trường hợp 1:

Biểu đồ momen trục 2

Trường hợp 2:

4.5 Chọn và kiểm nghiệm then

Tính toán mối ghép then thỏa mãn điều kiện:

- σd, τt là ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán

- [σ d] là ứng suất dập cho phép, MPa, tra bảng 9.5 với dạng thép cố định , vật liệu may ơ là thép làm việc va đập nhẹ: [σ d] = 100MPa

- [τ c] là ứng suất cắt cho phép, MPa ; với then bằng thép 40x chịu tải trọng

[τ c] =40…60MPa [τ c] = 50MPa

a Xác định mối ghép then cho trục II lắp bánh răng

- d: đường kính trục tại tiết diện lắp then d = 36 mm

- T: momen xoắn trên trục, Nmm

lt, b, h, t: kích thước then bằng, mm tra bảng 9.1

b Xác định mối ghép then cho trục 2 lắp nối trục đàn hồi

- d: đường kính trục tại tiết diện lắp then d = 32 mm

- T: momen xoắn trên trục, Nmm

- lt, b, h, t: kích thước then bằng, mm tra bảng 9.1

Ta có

- Tại vị trí lắp bánh răng:

b = 10 (mm), h = 8 (mm), t1 = 5 (mm),t2= 3,3 mm

- Chiều dài then:

4.6 Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi

Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏamãn điều kiện:

❑mj= ❑aj=❑maxj

T j

2W 0 j

Trong đó: Wj, W0j là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục

Ky - hệ số tăng bề mặt trục, cho trong bảng 10.9/T197[1], phụ thuộc vào phươngpháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu Ở đây ta không dùng các phương pháp tăngbền bề mặt nên Ky = 1

❑❑,❑❑ - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giớihạn mỏi

K❑, K❑ - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn

 Kiểm nghiệm tại tiết diện bánh răng:

{M br=101969,74(N mm)

T br=210195,54 (N mm)

d br=36(mm)

Ta có trục có 1 rãnh then:

Kiểm nghiệm tại tiết diện ổ lăn

Sự tập trung ứng suất tại ổ lăn là do lắp ghép có dộ dôi:

Xét đến ảnh hưởng của độ dôi, tra bảng 10.11/T198 [1], chọn kiểu lắp k6 với

ch – giới hạn chảy của vật liệu trục

 Xét tại tiết diện lắp ổ lăn 3:

¿ >Theo trang 215 [1],ta chọn ổ bi đỡ−chặn với góc=12

⇒tra 2.12 trang 263 chọn loại ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp có thông số

+ chọn cấp chính xác ổ lăn: 2, với độ đảo hướng tâm 2,5 µm

1 4.8.3 Kiểm tra khả năng tải động

Khả năng tải động Cd được tính theo công thức(trang214):

Cα d=Q m

√L

Trong đó:

m – là bậc của đường cong mỏi, với ổ bi m = 3

L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay,

L=60 n L h 10−6=60 109,95 11500 10−6=75,86

Lh – tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, Lh = 11500 giờ

Q – tải trọng động quy ước, kN được xác định bằng công thức:

V F r 4

1.733,07=0,42>e => chọn X= 0,45; Y= 1,31Suy ra tải trong quy ước trên 2 ổ lăn là:

Q3=(X V F r 3+Y F a3)k t k đ=(1.1.2439,65+0.853,88).1.1 =2439,65 (N)

Q4=(X V F r 4+Y F a 4)k t k đ = (0,45.1.733,07+1,31.305,37).1.1=729,92 (N)

Q m=Max(Q3, Q4)=2439,65 N

Do đó: Cα d 0=Q m .√3 L=2439,65 √375,86=10327,58 (N )=10,33 (kN )

¿Cα=24 (kN )

Vậy cả hai ổ lăn đều thỏa mãn khả năng tải động

4.8.4 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn

Tra bảng 11.6/T221[1] cho ổ bi đỡ - chặn 1 dãy (=12° )ta được:

{ X0 =0,5

Y0=0 , 47 với X0, Y0 – hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục

Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ: