đồ án ''''thiết kế đồ án chi tiết máy''''

4II, Thiết kế bộ truyền bánh răng của hộp giảm tốc.. 16 C, Bảng thông số của bộ truyền bánh răng.. Đề tài của sinh viên được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộpgiảm tốc hai

BÁO CÁO TỐT NGHIỆP

Đồ án

"Thiết kế đồ án Chi tiết máy"

III, Xác định các thông số trên trục 4

II, Thiết kế bộ truyền bánh răng của hộp giảm tốc 10

A, Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh 10

B, Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm 16

C, Bảng thông số của bộ truyền bánh răng 21

6, Tính toán thiết kế trục III 34

1, Chọn và tính toán ổ lăn cho trục I 38

2, Chọn và tính toán ổ lăn cho trục II 39

3, Chọn và tính toán ổ lăn cho trục III 40

VI, Bảng thống kê kiểu lắp trong hộp giảm tốc 46

LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế đồ án Chi tiết máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí,môn

học này không những giúp cho sinh viên có cái nhìn cụ thể, thực tế hơn với kiếnthức đã được học, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng cho các môn học chuyênngành sẽ được học sau này

Đề tài của sinh viên được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộpgiảm tốc hai cấp bánh răng trụ và bộ truyền đai thang Hệ thống được đẫn độngbằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc và khớp nốitruyền chuyển động tới băng tải Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiếtmáy sinh viên đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau

-Tập 1 và 2 Chi tiết máy của GS.TS- NGUYỄN TRỌNG HIỆP.

-Tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí của PGS.TS.TRỊNH CHẤT- TS LÊ VĂN UYỂN.

-Dung sai và lắp ghép của GS.TS NINH ĐỨC TỐN.

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

Cuối cùng sinh viên xin chân thành cảm ơn các Thầy cô bộ môn, đặc biệt là

Thầy NGUYỄN ÍCH THÔNG đã trực tiếp hướng dẫn,chỉ bảo một cách tận tình

giúp sinh viên hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao

1 Xác định công suất cần thiết của động cơ

Công suất yêu cầu dặt lên trục động cơ xác định theo công thức (2.8)[1]

k: hiệu suất của khớp

br :hiệu suất một cặp bánh răng

d

 :hiệu suất bộ truyền đai

ol

 :hiệu suất một cặp ổ lăn

Tra bảng (2.3)[1], ta được các hiệu suất :

10,970,950,99

k br d ol

+,Hệ số xét đến sự thay đổi tải không đều β :

Theo công thức (2.14)[1] thì hệ số β được xác định ;

2 2

(Tmm được bỏ qua vì thời gian mở máy quá nhỏ so với một chu kỳ )

 Công suất yêu cầu đặt lên trục động cơ là :

2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện.

- Số vòng quay trên trục công tác nlv :

(trong đó v=0,3 m/s vận tốc băng tải, D=350 mm đường kính tang )

- Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động (sơ bộ) ut :

Theo công thức (2.15)[1] ta có :

u t u u n h

Trong đó un là tỉ số truyền sơ bộ của đai thang

uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc

Theo bảng 2.4[1]

+, Truyền động bánh răng trụ , HGT bánh răng trụ 2 cấp uh=(8…40)

+, Truyển động đai thang un= uđ=(3…5)

 chọn uh= 20

un=ud =4

 u t u u d h 4.20 80

- Số vòng quay trên trục động cơ nsb

Theo công thức (2.18)[1] ,ta có

-Đường kính trục động cơ :ddc= 25 mm (tra bảng 1.6[1] )

II, PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

-Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động được xác định theo công thức (3.23)[1]

1420

86,7416.37

dc c lv

n u n

c h d

u u u

h

u u

u

III, XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC

1 Công suất tác dụng lên các trục.

dc d

n

u

   +,Tốc độ quay của trục II :

1  

2 1

450,79

64,39 7

2  

3 2

64,39

16,38 3,93

i

P T

T’

2= T2/2=373754:2 = 186877 N.mm

Phần II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

I, TÍNH BỘ TRUYỀN ĐAI

Đường kínhbánh đainhỏ d1 (mm)

Chiều dàigiới hạn

l (mm)

bt b

H h

Y

y0

u



   < 4 % thỏa mãn điều kiện

*Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai

Theo bảng 4.14[1] chọn khoảng cách trục dựa theo tỉ số truyền u và đường kínhđai d2

2 1

Thỏa mãn điều kiện

Từ khoảng cách trục a đã chọn theo công thức (4.4)[1] ta có :

l = 2.a + 0,5.п.(d1 + d2 ) +

a

d d

4

) ( 1 2 2

Theo bảng 4.13[1] , chọn chiều dài đai tiêu chuẩn : l = 2500 (mm)

Theo công thức (4.15)[1] ta kiểm nghiệm đai về tuổi thọ

2, Xác định các thông số của bộ truyền đai.

- Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2500 mm theo côngthức (4.6)[1] ta có

a =

4

) 8 ( 2   2



với  = l - ( 1 2)

.2

  = 2500 - (180 560)

.2

  = 1337,61

Δ =

2

) (d 2 d1

d dc

C C C C P

K P

.

C : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm  1

Theo [1] trang 61 ta tính được: C  0.915 với 0

1 146,19

 Với

P P

780

II,THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CỦA HỘP GIẢM TỐC.

A, Thiết kế bộ truyền cấp nhanh (Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng)

+,Các thông số đầu vào

Bánh nhỏ có độ rắn HB 241…285 có giới hạn bền σb1=850 Mpa và giới hạn chảy

Hlim=2HB +70 Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kì cơ sở

SH=1,1 hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

2,6 5,460.1.64.39.15000 1 0,6 27,3.10

1,1

H

H H

Mpa Mpa

b, Ứng suất uốn cho phép.

[ F] F0 K FC K FL/S F

lim



 

Do trục quay 1 chiều nên KFC=1

Dựa vào bảng (6.2)[1] với thép 45 tôi cải thiện

N

N

+,mF là bậc của đường cong mỏi mF=6

+, NFO :Số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về uốn với thép NFO=4.106

Từ công thức (6.8)[1] ta có,

i i

m i

T

T c

2

1

2,6 5,460.1.450.79.15000 1 0,6 144,6.10

144,6.10

20,7.107

FE

FE FE

N

N N



 [F]1 = 450.1.1 = 257,1

1,75 (Mpa)) ; [F]2 = 432  1 1 246,9(MPa)

c, Ứng suất quá tải cho phép

[σH]max=2,8.σch  [σH]max=2,8.450=1260 Mpa

[σF]max=0,8.σch [σF]max1=0,8.580=464 Mpa

1 1

1

] [ ) 1 (

ba H

H a

w

u

K T u

K a

w a z

2,50

y

a

m k

2

t t

z m c c

4, Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ -răng thẳng.

a, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

1 11,88 3,2 1,69

H H

b d K

[H]' [H] Z Z Z V R XH 500.1.0,95.1 475( MPa)H

Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc

b, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

F  2T1K F YYY F1/(b w1d w1m)

F F

b d K

Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện độ bền uốn

c,Kiểm nghiệm độ bền quá tải.

4 , 1 /

T T

K qt

Ta) cã Hmax H K qt 467,75 1,4 553,45( MPa) [ H]max

F1max F1K qt 68,1.1,4 95,34( MPa) [ F1 max]

F2max F2K qt 78,3.1,4 110,46( MPa) [ F2 max]

Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện quá tải

5, Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng cấp nhanh.

-Kho¶ng c¸ch trôc: a w1 190(mm)

-M«®un ph¸p : m=2,5 (mm)

-ChiÒu réng vµnh r¨ng b w157(mm)

-TØ sè truyÒn: u1=7

2 2.55504

2337( )47,5

t w

B, Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm, (bánh răng trụ -răng nghiêng)

+, Các thông số đầu vào

NFE1> NFO1 ; NFE2> NFO1  KFL1 = KFL2 = 1;

Vỡ bỏnh răng trụ răng nghiờng

2 = 186877 N.mm

Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu bỏnh răng và cặp bỏnh răng ;

K a= 43 (vật liệu thộp-thộp, bỏnh răng nghiờng)

ba = bw/aw là hệ số chiều rộng vành răng theo bảng 6.6[1] do bộ truyềnbỏnh răng đặt khụng đối xứng so với cỏc ổ trục nờn chọn ba = 0,2 ;

bd = 0,53.ba.(u2+1) = 0,53.0,2.(3,93 +1 ) = 0,52 (cụng thức 6.16[1]) Tra bảng (6.7)[1], ta cú: KH = 1,062

4 Tớnh kiểm nghiệm độ truyền bỏnh răng trụ răng nghiờng

a, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu, với cặpvật liệu bánh răng thép - thép ZM =274 Mp1/3

ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;

tw

2 cossin 2



 Trong đó:

tg20

51,3tg16.26

 tgb= cos51,3o.tg16,26o = 0,18  b =10,33 o ;

o o

2 cos10,33

1.43sin 2.51,3

60000 60000 m/s vì v < 4 m/s tra) bảng 6.13[1] chọn cấp chính xác 9

KH : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các

đôi răng đồng thời ăn khớp; KHα = 1,13;

Vậy cặp bánh răng trụ thỏa) mãn bền tiếp xúc ;

b, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

KF : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trênchiều rộng vành răng

Nh vậy: điều kiện bền uốn đợc đảm bảo

c, Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo (6.48) ,với hệ số quá tải : Kqt = 1,4 :

Hmax H Kqt 302,02 1,4 357,35 (MPa) < [H max]

Theo (6.49) : F1ma)x = F1.Kqt = 114,5.1,4 = 160,3 (MPa)) < [F1]

ma)x

F2ma)x = F2.Kqt = 111,4.1,4 = 155.9 (MPa)) <[F2] ma)x

 Thoả mãn điều kiện về quá tải ;

5, Các thông số và kích thớc bộ truyền bánh răng trụ

Khoảng cách các trục a)w2 = 225 mm

Mô đun pháp m = 2,5 mmChiều rộng vành răng b2 = 45 mm

Tỷ số truyền u2 = 3,94

Góc nghiêng của) răng  = 16o15’36”;

Góc ăn khớp  = 20o

Số răng bánh răng Z1 =35 răng ; Z2 = 138răng

Hệ số dịch chỉnh chiều ca)o x1 = 0 ; x2 = - 0

Đờng kính vòng chia) d1 = 91mm ; d2 = 359 mm

Đờng kính đỉnh răng da)1 = 93mm ; da)2 = 361 mm

Đờng kính đáy răng df1 = 88.5 mm ; df2 = 356,5 mm

d2 (mm) 332,5 359Đường kính đáy răng df1 (mm) 45 88,5

df2 (mm) 330 356,5Đường kính đỉnh răng da1 (mm) 49,5 93

Ft1 Fr2

Fr3 Fa3

Fr6 Fa6

Ft3

F v

Ft4 Fa4

Ft2 Ft6

0 

k

T

ứng suất cho phép [ ] = 15…30 MPa

lấy giá trị nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc , trị số lớn đối với trục ra (ở đâytrục vào là trục I và trục ra là trục III )

chọn [ ] = 20 d1 = 3 1

20 2 , 0

T

= 3 55504  

240,2.20  mm

chọn [ ] = 25 d2 = 3 2

25 2 , 0

T

= 3 186877  

33,40,2.25  mm

chọn [ ] = 27 d3 = 3 3

27 2 , 0

T

= 3 1410928  

63,160,2.28  mm

Vậy ta chọn sơ bộ đường kính trục như sau :

d1 = 25 (mm) ; d2 = 35 (mm) ; d3 = 65(mm)

Từ đường kớnh d và bảng 10.2[1] ta xỏc định được chiều rộng ổ lăn lần lượt như sau.

b01=17 (mm) b02=21(mm) b03=33(mm)

b, Xỏc định khoảng cỏch giữa cỏc gối đỡ và điểm đặt lực.

Khoảng cách mặt cạnh của) chi tiết qua)y đến thành trong hộp:

312,7.50 850,6.115

493,3230

0,75 0,75.55504 48068

19,70,1.[ ]

10

15635 15635 221110,75 52910

52910

20,30,1 0,1.63

td A

d, Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :

Kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện

Khi cần tăng cứng thì [s] =2,5…3 (không cần kiểm tra độ bền cứng của trục ).

sσ,sτ] =63 Mpa) -Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứngsuất tiếp, được tính theo công thức (10.20),(10.21)[1]

1 aj 1 aj

52,32650

a

d

mm Mpa

j

T T

Các trục được ra công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt

Ra=2,5…0,63 μm do đó Zm, do đó theo bảng 10.8[1], hệ số tập trung ứng suất do trạng thái

bề mặt Kx=1,06.Do không dùng phương pháp tăng bền bề mặt,do đó hệ số tăngbền Ky=1

Theo bảng 10.12[1] khi dùng dao phay đĩa , hệ số tâp trung ứng suất tại rãnhthen ứng với vật liệu có σb=600 Mpa là Kσ=1,46 , Kτ] =63 Mpa)=1,54 theo bảng 10.10[1] trađược hệ số kích thước tại tiết diện 13 là εσ13=0,88 ετ] =63 Mpa)13=0,81

Vậy : 13

13

11,46 0,88 1,06 1

1,721

x d

y

K K K

1,961

x d

y

K K K

s K

 Vậy tại tiết diện 13 (chỗ lắp bánh răng ) thỏa mãn điều kiện bền mỏi

5.Tính toán thiết kế trục II.

Vì Fa3=Fa4 , dr3=dr4

 

 

21 20

1387,71387,7

y y

5263,55263,5

x x

Mômen tại các tiết diện

(vì dsb1=35 mm theo bảng 10.5[1] ta có [τ] =63 Mpa)] =63 Mpa)

- Tại tiết diện 22(24)

22

76320 289490 2993800,75 340325

340325

37,80,1 0,1.63

27490 359600 3606490,75 395297

395297

39,70,1 0,1.63

Dựa vào bảng 9.1a[1] ta chọn được then lắp bánh răng

Tại tiết diện 22 có b=10 mm, h=8 mm

d, Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :

Kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện

Trong đó : [S]-Hệ số an toàn cho phép [s] =1,5…2,5

Khi cần tăng cứng thì [s] =2,5…3 (không cần kiểm tra độ bền cứng của trục )

sσ,sτ] =63 Mpa) -Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứngsuất tiếp, được tính theo công thức (10.20),(10.21)[1]

22 22

a

d

mm d

23 23

a

d

mm d

j

T T

   

Ta có T’

2=186877 Nmm

 

2 3

1 22 1 22

22

22 2 3

3

10.5 38 5.38

1 23 1 23

23

23 2 3

3

12.5 42 5.42

1,771

x d

y

K K K

2,061

x d

y

K K K

1,791

x d

y

K K K

2,041

x d

y

K K K

1 22

1 22

261,6

2,3 1,77.64,1 0,05.0

151,7

3,96 2,06.18,58 0.18,58

s

K s



1 23

1 23

261,6

2,55 1,79.57,3 0,05.0

151,7

5,39 2,04.13,8 0.13,8

s

K s

 Vậy tại tiết diện 22,24 và 23 thỏa mãn điều kiện bền mỏi

6, Tính toán thiết kế trục III.

18131813

y y

 

 

31 30

1735195

x x

Mômen tại các tiết diện

   

34 33

34

1387504

65,540,1 0,1.50

31

177310 0 1773100,75 1234697

1234697

62,740,1 0,1.50

33

00,75 12218991221899

62.50,1 0,1.50

Dựa vào bảng 9.1a[1] ta chọn được then lắp bánh răng,khớp nối

Tại tiết diện 32,34 có b=20 mm, h=12 mm

d, Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :

Kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện

Khi cần tăng cứng thì [s] =2,5…3 (không cần kiểm tra độ bền cứng của trục ).

sσ,sτ] =63 Mpa) -Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứngsuất tiếp, được tính theo công thức (10.20),(10.21)[1]

1 aj

j

T T

x d

y

K K K

2,171

x d

y

K K K

1 32

261,6

5,57 1,98.23,7 0,05.0

151,7

3,13 2,17.22,3 0.22,3

s

K s

 Vậy tại tiết diện 32,34 thỏa mãn điều kiện bền mỏi

IV, CHỌN VÀ TÍNH TOÁN Ổ LĂN.

1, Chọn và tính toán ổ lăn cho trục I.

a, chọn ổ lăn.

Xét tỷ số : Fa / Fr = 0 vì Fa= 0 , tức là không có lực dọc trục nên ta chọn loại ổ

là ổ bi đỡ một dãy :

Dựa vào đường kính ngõng trục d = 25 ( mm )

Tra bảng P2.7[1], chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung, có ký hiệu 305

Đường kính trong d = 25 ( mm ) , đường kính ngoài D = 62 ( mm )

khả năng tải trọng C = 17,6 kN , khả năng tải tĩnh Co = 11,6 kN;

B = 17 ( mm ) ; r = 2,0 ( mm) ; đường kính bi = 11,51 ( mm )

b,Kiểm nghiệm khả năng tải :

* khả năng tải động :

Theo công thức 11.3[1] với Fa = 0 tải trọng quy ước Q = X.V.Fr.kt.kđ

Trong đó : kiểm nghiệm ở ổ chịu tải lớn

Fr0 = F x102 F y102 = 1543,62 50,72 1544,4 N 

Fr1 = 2 2

F F = 1106,12487,72 1208,8 N 

Vây ta kiểm nghiệm với ổ Fr0 = 1544,4( N )

Đối với ổ đỡ chịu lực hướng tâm X = 1

V = 1 khi vòng trong quay

* Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh

Tải trọng tĩnh tính theo công thức 11.19[1] với Fa = 0

 loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh

2, Chọn và tính toán ổ lăn cho trục II.

a, chọn ổ lăn.

Ta chọn ổ tuỳ động cho trục II, cụ thể ta dùng ổ đũa trụ ngắn đỡ có ngấn chặn(gờ) trên vòng trong, nhờ đó khi trục cần di truyển dọc trục để bù lại sai số về gócnghiêng của răng đảm bảo cho hai cặp bánh răng vào khớp, do lực dọc trục bịtriệt tiêu nên coi Fa = 0

Với đường kính ngõng trục d = 35 ( mm ), Tra bảng P2.8 ta chọn ổ đũa trụngắn đỡ cỡ trung hẹp ký hiệu 2307 có:

Khả năng tải động C = 34,1 kN

Khả năng tải tĩnh Co = 23,2 kN

Đường kính ngoài của ổ D = 80 ( mm ) , chiều rộng của ổ B = 21 ( mm )

r= r1 = 2,5 ( mm ), đường kính chiều dài con lăn = 11 ( mm )

b, Kiểm nghiệm khả năng tải :

V = 1 khi vòng trong quay

Tuổi thọ của ổ đũa m = 10/3

Tuổi thọ của ổ lăn :

L = Lh.n2.60.10-6 = 15000.64,39.60.10-6 = 57,95 triệu vòng

Hệ số khả năng tải động : Cd = 5,99.10 357,95 20,25 kN  

Do Cd = 20,25 kN < C = 34,1 kN

 loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động

* Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh

Tải trọng tĩnh tính theo công thức 11.19[1] với Fa = 0

 loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh

3, Chọn và tính toán ổ lăn cho trục III.

a, chọn ổ lăn.

Xét tỷ số : Fa / Fr = 0 (vì tổng hợp lực dọc trục Fa=0 , tức là không có lực dọctrục nên ta chọn loại ổ là ổ bi đỡ một dãy :

Dựa vào đường kính ngõng trục d = 65 ( mm )

Tra bảng P2.7[1], chọn loại ổ bi đỡ cỡ nhẹ, có ký hiệu 213

Đường kính trong d = 65 ( mm ) , đường kính ngoài D = 120 ( mm )

khả năng tải trọng C = 44,9 kN , khả năng tải tĩnh Co = 34,7 kN;

B = 23 ( mm ) ; r = 2,5 ( mm) ; đường kính bi = 16,67 ( mm )

b,Kiểm nghiệm khả năng tải :

* khả năng tải động :

Theo công thức 11.3[1] với Fa = 0 tải trọng quy ước Q = X.V.Fr.kt.kđ

Trong đó : kiểm nghiệm ở ổ chịu tải lớn

Vây ta kiểm nghiệm với ổ Fr0 = 5907( N )

Đối với ổ đỡ chịu lực hướng tâm X = 1

V = 1 khi vòng trong quay

kt = 1 vì nhiệt độ t ≤ 100o

với làm việc êm kđ = 1

 Q = 1.1.5907.1.1 = 5907 ( N ) = 5,9 kN