Đồ Án nguyên lý chi tiết máy Đề tài thiết kế hệ truyền Động cơ khí

3 LỜI CẢM ƠN Lời đầu tiên, xin trân trọng cảm ơn Thầy/Cô đã hướng dẫn em, Thầy/Cô đã tận tình hướng dẫn em trong quá trình học tập cũng như trong việc hoàn thành đồ án.. Xin cảm ơn các

1

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC NGUYỄN TẤT THÀNH

KHOA KỸ THUẬT – CÔNG NGHỆ

ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

Đề tài:

THIẾT KẾ HỆ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

SVTH: PHAN THƯỢNG KHÁNH LỚP: 20DCD1A

MSSV: 2000003912 GVHD: HỒ NGỌC THẾ QUANG

Tp HCM - Tháng 5/2023

2

LỜI CAM ĐOAN

Em xin cam đoan đồ án: ‘Thiết kế chi tiết máy’do em nghiên cứu và thực hiện

Em đã kiểm tra dữ liệu theo quy định hiện hành

Kết quả bài làm của đề tài ‘Thiết kế chi tiết máy’ là trung thực và không sao chép từ bất kỳ bài tập khác

Các tài liệu được sử dụng trong đồ án có nguồn gốc, xuất xứ rõ ràng

Sinh viên thực hiện

(ký và ghi họ tên)

Phan Thượng Khánh

3

LỜI CẢM ƠN

Lời đầu tiên, xin trân trọng cảm ơn Thầy/Cô đã hướng dẫn em, Thầy/Cô đã tận tình hướng dẫn em trong quá trình học tập cũng như trong việc hoàn thành đồ án Xin cảm ơn các Thầy/Cô đã đọc đồ án và cho em những nhận xét quý báu, chỉnh sửa những sai sót của em trong bài đồ án

Do giới hạn kiến thức và khả năng lý luận còn nhiều thiếu sót và hạn chế, kính mong sự chỉ dẫn và đóng góp của các Thầy/Cô để đồ án của em được hoàn thiện hơn

Xin chân thành cảm ơn!

I Tính toán bộ truyền đai: _ 11

II Tính toán bộ truyền xích: 14 CHƯƠNG III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 19

IV Tính toán thiết kế trục: _ 24

V Kiểm nghiệm về độ bền của then: _ 34 CHƯƠNG V: TÍNH TOÁN Ổ LĂN _ 35

I Trục I: 35

II Trục II: _ 36 CHƯƠNG VI: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VỎ HỘP _ 37 GIẢM TỐC _ 37

I Thiết kế vỏ hộp: 37

II Thông số hộp giảm tốc: 37 III Một số kết cấu khác liên quan tới vỏ hộp: 39 CHƯƠNG VII: BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC VÀ Ổ LĂN 42

I Bôi trơn cho hộp giảm tốc: 42

II Bôi trơn ổ lăn: _ 42 CHƯƠNG VIII: BẢNG TRA DUNG SAI LẮP GHÉP 43 TÀI LIỆU THAM KHẢO _ 46

5

LỜI NÓI ĐẦU

Đất nước ta đang trên đà phát triển, do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai trò quan trọng trong công cuộc công nghiệp hóa, hiện đại hóa đất nước Việc áp dụng khoa học kĩ thuật chính là làm tăng năng suất lao động, thay thế sức lao động của người lao động một cách

có hiệu 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 triển khoa học kĩ thuật một cách nghiêm túc ngay từ trong các trường đại học

Đồ án môn học Thiết Kế Chi Tiết Máy là một môn học giúp sinh viên ngành Công Nghệ Kỹ Thuật cơ điện tử chúng em có những bước đi chập chững, làm quen với việc thiết kế mà sau này sẽ trở thành người bạn đồng hành cùng nhau gắn bó trong cuộc sống Việc học tốt và thực hiện tốt môn học này sẽ giúp sinh viên bọn em hình dung được công việc của mình trong tương lai, từ đó phấn đấu hơn nữa để trở thành những kỹ sư giỏi Không những thế quá trình thực hiện đồ án sẽ là thử thách thực sự đối với những kĩ năng mà sinh viên đã được học từ những năm trước như vẽ cơ khí, kĩ năng sử dụng phần mềm: Autocad, Autocad Mechanical, Autodesk Inventor, SolidWorks, Cùng với những kiến thức trong những môn học nền tảng: Nguyên lí máy, Chi tiết máy, Dung sai-Kỹ thuật đo…

Trong quá trình thực hiện đồ án lần này, em cũng như nhiều bạn sinh viên khác đã nhận

được sự giúp đỡ rất tận tình của thầy ThS Hồ Ngọc Thế Quang cùng nhiều thầy cô giáo

khác trong khoa Em xin chân thành cảm ơn sự giúp đỡ, hỗ trợ tận tình của thầy cô, đây là nguồn động lực lớn lao để em cũng như nhiều bạn sinh viên khác cố gắng hơn nữa trong học tập và tương lai sau này

Đây cũng là đồ án đầu tiên mà cuộc đời sinh viên của em thực hiện, em biết chắc sẽ có rất nhiều sai sót trong lần đầu tiên này, em mong nhận được sự góp ý chân thành từ phía Thầy Cô để những đồ án sau này sẽ có kết quả tốt nhất Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn!

- Công suất của thùng trộn: P3 = 4,5 (kW)

- Số vòng quay của thùng trộn: n3 (Vòng/Phút)

- Thời gian phục vụ: L= 8 năm

- Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải trọng tĩnh (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc

8 giờ)

- Động cơ có số vòng quay là: nđc = 1420 (vòng/phút)

- Hiệu suất:

o Hiệu suất bộ truyền đai thang ηđ = 0,95

o Hiệu suất cặp bánh răng trụ răng thẳng ηbr = 0,96

o Hiệu suất cặp ổ lăn ηol = 0,99

o Hiệu suất bộ truyền xích ηx = 0,95

- Bánh răng tính theo tiêu chuẩn ISO, chọn vật liệu ENC60, các hệ số KA= 1; KHv=1;

KHβ = 1,2; KHα = 1 khi nhập trong phần mềm Autodesk Inventor Professional

- Bộ truyền đai tính theo tiêu chuẩn DIN 2215, chọn trước d1 = 180 mm, khoảng cách trục (a = d2), chiều dài đai, loại đai DIN Các hệ số PRB = 3,8 kW, k1 = 1,2

- Chọn xích theo tiêu chuẩn ISO 606:2004 (EU)

1.2.2 Ưu và nhược điểm của hệ thống:

 Ưu điểm:

+ Hệ thống truyền động đai:

- Có khả năng truyền chuyển động và tải trọng giữa các trục xa nhau

- Làm việc êm không ồn

- giữ được an toàn cho hệ thống khi quá tải

- giá thành rẽ , kết cấu đơn giản

+ Hệ thống truyền động bánh răng( bọ giảm tốc):

- kích thước nhỏ, khả năng tải lớn;

- Tỷ số truyền không đổi;

- Hiệu suất cao, tuổi thọ cao

- Tỉ số truyền không ổn định vì có trượt đàn hồi giữa đai và bánh đai

- Lực tác dụng lên trục và ổ lớn do phải căng đai

- Tuổi thọ thấp khi làm việc với vận tốc cao

+ Hệ thống truyền động bánh răng:

- Chế tạo phức tạp, đòi hỏi độ chính xác cao

- Có nhiều tiếng ồn khi hoạt động ở vận tốc lớn

+ Hệ thống truyền động xích:

- Làm việc có nhiều tiếng ồn

- Yêu cầu chăm sóc bôi trơn thường xuyên

- tuổi thọ không cao

1.2.3 Phạm vi sử dụng:

 Cả 3 bộ truyền động trên được chế tạo và sử dụng phổ biến hiện nay, nhu cầu sử dụng của nó khá cao, và được ứng dụng rộng rãi trong rất nhiều lĩnh vữc ngành nghề đặc biệt là cơ khí , ôtô,

η : hiệu suất của bộ truyền

ηbr=0,96 : Hiệu suất của một cặp bánh răng

ηol=0,99 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn

ηdai=0,95 : Hiệu suất của khớp nối

ηxich=0,95 : Hiệu suất của bộ truyền xích

- Vậy Vậy công suất cần thiết động cơ:

ct dc

n n

P P

Pdc > Pct => 6,56 > 5,35 (Động cơ thoả mãn điều kiện)

2.2 Phân phối tỷ số truyền:

2.2.1 Tính số vòng quay trên các trục:

ndc = 1455 (vòng/phút) Số vòng quay trên trục 1:

n1 = 𝑛𝑑𝑐

𝑢 1 = 1455

2 = 727,5 (vòng/phút)

n3 = 𝑛2

𝑢 𝑥 = 363,75

4 = 90,94 (vòng/phút)

2.2.2 Tính công suất trên các trục:

Công suất trên trục số 3:

P3 = 4,5 (kW) Công suất trên trục số 2:

P2 = 𝑃3

η𝑥𝑖𝑐ℎ.η𝑜𝑙 = 4,5

0,95.0,99 = 4,78 (kW) Công suất trên trục số 1:

P1 = 𝑃2

η𝑏𝑟.η𝑜𝑙 = 4,78

0,96.0,99 = 5,02 (kW) Công suất trên trục động cơ:

T1 = 9,55.106 𝑃1

𝑛1 = 9,55.106 5,02

727,5 = 65898,28 (N.mm) Moment trên trục 2:

T2 = 9,55.106 𝑃2

𝑛 2 = 9,55.106 4,78

363,75 = 125495,53 (N.mm) Moment trên trục 3:

T3 = 9,55.106 𝑃3

𝑛3 = 9,55.106 4,5

91,125 = 472564,33 (N.mm)

11

CHƯƠNG II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

Các thông số làm việc bộ truyền đai

- Công suất trên trục dẫn: Pdc = 5,33 (kW)

- Số vòng quay trên trục dẫn: ndc= 1455 (vòng/phút)

- Tỷ số truyền của bộ truyền đai: ud= 2

Điều kiện làm việc:

- Tải trọng tỉnh

- Làm việc 2 ca

- Hệ thống quay một chiều

- 1 năm làm việc 300 ngày

- 1 ca làm việc 8 giờ

Bộ truyền đai tính theo tiêu chuẩn DIN 2215, chọn trước d1 = 180 mm, khoảng cách trục (a = d2), chiều dài đai, loại đai DIN Các hệ số PRB = 3,8 kW, k1 = 1,2

I Tính toán bộ truyền đai:

 Ta chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 = 180 (mm)

- Vận tốc đai: v = 𝜋 𝑑1.𝑛𝑑𝑐

60000 = 𝜋.180.1455

60000 = 13,71 (𝑚 𝑠⁄ )

=> Vậy 13,71 (𝑚 𝑠⁄ ) < 25 (𝑚 𝑠⁄ ) => chọn đai thường b

- Theo công thức (2.9.4, trang 29):

Chọn hệ số trượt tương đối là 𝜀 = 0.01

=> Đường kính bánh đai lớn d2

1,8 = 7,62 (s-1) ≤ imax = 10 (s-1) => thoả điều kiện

 Tính lại khoảng cách trục a:

a = (λ+√λ

2 −8∆ 2 ) 4

[P0] là công suất cho phép (kW), xác định bằng thực nghiệm ứng với bộ truyền

có số đai z = 1, chiều dài đai L0, tỉ số truyền u = 1 và tải trọng tĩnh, trị số của [P0],

đối với đai thang thường được cho trong bảng 4.19 [2], [P0] = 3,38 (kW)

Kd là hệ số tải trọng động, bảng 4.7 [2] Chọn Kd = 1,1

Cα là hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1, khi α1 = 150,86°

𝐶𝛼 = 1,24 (1 − 𝑒−𝛼1110) = 0,93

CL là hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, trị số của CL cho trong bảng

4.16 [2] phụ thuộc tỉ số chiều dài đai của bộ truyền đang xét L và chiều dài đai L0

lấy làm thí nghiệm (L0 ghi trong bảng 4.19 [2]) Chọn CL = 0,95; (𝐿

𝐿𝑜 = 1800

2240 = 0,8)

Cu là hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền (u tăng làm tăng đường kính bánh đai lớn, do đó đai ít bị uốn hơn khi vào tiếp xúc với bánh đai này), trị số của

Cu cho trong bảng 4,17, trang 61 [2] Với u = 2 => Cu = 1,13

Cz là hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây

đai, trị số cho trong bảng 4.18 [2] Khi tính có thể dựa vào tỉ số Z’= 𝑃𝑑𝑐

Fv là lực căng dây li tâm sinh ra

Fv = qm.v2 = 0,178.(13,71)2 = 33,45 N (qm = 0,178 là khối lượng một mét chiều dài đai)

Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền đai

Chọn xích ống con lăn

 Chọn số răng đĩa xích dẫn: z1 = 29 – 2.ux = 29 – (2.4) =21 răng

 Chọn số răng đĩa xích lớn: z2 = ux.z1 = 4.21 = 84 răng

 Xác định bước xích:

 Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích:

Pt = P.K.Kz.Kn ≤ [P] (CT 5.3, trang 81, [2]) Trong đó:

Pt : công suất tính toán

P = 4,78 (kW) [P] : công suất cho phép

Hệ số bánh răng đĩa xích Kz: Kz = 𝑍01

𝑍1 = 25

21 = 1,19 (lấy giá trị Z01 = 25) Hệ số bánh răng đĩa xích Kn: Kn = 𝑛01

𝑛1 = 400363,75 = 1,1 (chọn n01 = 400 v/p)

- Xác định hệ số điều kiện sử dụng xích K theo công thức:

K= k0.Ka.kdc.Kbt.Kd.Kc = 1.1.1,25.0,8.1.1,25 = 1,25 Tra bảng 5.6 [2] ta có:

K0 = 1 – hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí của bộ truyền, đường tâm đĩa xích nằm ngang

Ka = 1 – hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, chọn a= 30p

Kdc = 1,25 – hệ số kể đến ảnh hưởng của điều chỉnh lực căng đĩa xích, trục không điều chỉnh được

Kbt = 0,8 – hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn, bôi trơn nhỏ giọt

Kd = 1 – hệ số tính chất tải trọng, tải trọng tĩnh

15

Kc = 1,25 – hệ số kể đến chế độ làm việc, làm việc 2 ca

Vậy ta tính được công suất tính toán: Pt = 4,78.1,25.1,19.1,1 = 7,82 (kW)

Theo bảng 5.5 (trang 81, [2]) với n01 = 400 vg/ph Chọn bộ truyền một dãy có bước xích p =19,05 (mm)

- Khoảng cách trục được giảm bớt 1 lượng Δa= (0,002÷0,004).a = (1,2÷2,3) Chọn Δa = 2

Vậy khoảng cách trục là: a= 571 mm

- Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây: i = 𝑧1𝑛2

16

Trong đó:

Tra Bảng 5.2, ta được: Tải trọng phá hỏng: Q = 38,1 (kN)

Khối lượng 1m xích: q = 1,9 kg

kđ =1,2 (Chế độ làm việc trung bình, tải trọng mở máy 150%)

- Vận tốc trung bình của đĩa xích:

- Lực căng do trọng lượng nhánh bị động gây ra (kf = 6: bộ truyền nằm ngang)

Vậy bộ truyền bảo đảm điều kiện bền

 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:

𝜎𝐻1 = 0,47√𝑘𝑟 (𝐹𝑡 𝑘đ + 𝐹𝑣𝑑) 𝐸

𝐴 𝑘𝑑

Trong đó:

Kđ: Hệ số tải trọng động, kd = 1,2

kd: Hệ số phân bố không đều tải trọng các dãy, kd = 1 (xích 1 dãy)

Fvd: Lực va đập trên dãy xích

Fvd = 13 10−7 n1 p3 = 13 10−7 363,75 19,053 = 3,27 N A: Diện tích chiếu của bản lề ứng với bước xích 19,05 mm, 1 dãy, A = 106 mm2

kr: Hệ số ảnh hưởng đến số răng đĩa xích (5.19)

𝑘𝑟 0,59 0,48 0,36 0,29 0,24 0,22

Ta chọn vật liệu chế tạo đĩa xích là Thép C45 tôi cải thiện

Độ cứng HB170, đạt độ cứng tiếp xúc [𝜎𝐻1] = 500𝑀𝑃𝑎

 Các thông số đĩa xích và lực tác dụng lên trục:

Thông số đĩa xích:

d1= 𝑝sin (𝜋

𝑧1)

= 19,05sin (180

21 ) = 128 (mm)

d2= 𝑝sin (𝜋

𝑧2)

= 19,05sin (180

84 ) = 510 (mm) Lực tác dụng lên trục: (Với kx = 1,15 – hệ số kể đến trọng lượng xích)

Fr = kx.Ft = 1,15.1967,1 = 2262,17 (N)

18

Bảng thông số bộ truyền xích

số vòng quay trục chủ động, vg/ph n2 363,75

19

CHƯƠNG III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

I Thông số kĩ thuật:

Tải trọng tĩnh

Mỗi ngày làm việc 2 ca

Thời gian phục vụ: LH = 8.300.2.8 = 38400 (giờ)

Cặp bánh răng trụ răng thẳng:

● Tỷ số truyền: ubr = 2

● Số vòng quay trục dẫn: n1 = 727,5 (vòng/phút)

● Moment xoắn T trên trục dẫn: T1= 65898,28 (Nmm)

II Bộ truyền bánh răng:

2.2 Tính toán bộ truyền bánh răng:

 Tính số chu kì làm việc cơ sở:

NHO1 = 30.HB12,4 = 30.2452,4 = 1,6.107 (chu kỳ)

NHO2 = 30.HB22,4 = 30.2302,4 = 1,4.106 (chu kỳ)

NFO1 = NFO2 = 5.106 (chu kỳ,tính theo độ bền uốn)

 Giới hạn mỏi tiếp xúc các bánh răng:

20

Tương tự, ta có:

NFE = 60.c.n1.LH

=> NFE1 = NHE1 = 1,7.107 (chu kì)

NFE2 = NHE2 =8,5.107 (chu kì)

Vì : {𝑁𝐻𝐸1 > 𝑁𝐻𝑂1; 𝑁𝐻𝐸2 > 𝑁𝐻𝑂2 ; 1,7.107 > 1,6.107

𝑁𝐹𝐸1 > 𝑁𝐹𝑂1; 𝑁𝐹𝐸2 > 𝑁𝐹𝑂2; 8,5.106 > 1,4.106

Nên : KHL1 = NHL2 = KFL1 = KFL2 = 1 Khi NHE > NHO thì lấy NHE = NHO

KHL không vượt quá 2,4 để đảm bảo điều kiện hoạt động không có biến dạng dẻo bề mặt

[σ𝐻] = σ0𝐻𝑙𝑖𝑚0,9.𝐾𝐻𝐿

𝑠𝐻

Trong đó:

σ0𝐻𝑙𝑖𝑚 : Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kì cơ sở,

KHL : Hệ số tuổi thọ,

SH : Hệ số an toàn; SH = 1,1

[σ𝐻1] = σ0𝐻𝑙𝑖𝑚10,9.𝐾𝐻𝐿1

𝑠 𝐻 = 560.0,9.1

1,1 = 458,2 MPa [σ𝐻2] = σ0𝐻𝑙𝑖𝑚20,9.𝐾𝐻𝐿2

𝑠𝐻 = 530.0,9.1

1,1 = 433,6 MPa Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán [σ𝐻1] =[σ𝐻2] = 433,6 MPa

 Ứng suất uốn cho phép:

[σ𝐹] = σ0𝐹𝑙𝑖𝑚𝐾𝐹𝐿

𝑠 𝐹

Trong đó:

σ0𝐹𝑙𝑖𝑚 : Giới hạn mỏi uốn tương ứng với chu kì cơ sở,

KFL : hệ số tuổi thọ,

SF : hệ số an toàn trung bình, SF = 1,5 ÷ 2,2 Chọn SF = 1,75

[σ𝐹1] = σ0𝐹𝑙𝑖𝑚1𝐾𝐹𝐿1

𝑠 𝐹 = 441 1

1,75 = 252 MPa [σ𝐹2] = σ0𝐹𝑙𝑖𝑚2𝐾𝐹𝐿2

𝑠 𝐹 = 414 1

1,75 = 236,6 MPa Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán [σ𝐹1] =[σ𝐹2] = 236,6 MPa

 Do bánh răng nằm đối xứng với các ổ trục nên ψ ba = 0,3 ÷ 0,5 Chọn

𝐾𝐻𝛽 = 1,01 ; 𝐾𝐹𝛽 = 1,02 ;

m = (0,01÷0,02).𝑎𝑤 = (0,01÷0,02).160 = 1,6 ÷ 3,2 mm Theo tiêu chuẩn, ta chọn m = 3 mm

 Tỷ số truyền sau khi chọn số răng:

da2 = d2 + 2m = 216 + (2.3) = 222 mm Khoảng cách trục: 𝑎𝑤 = 𝑚.𝑍1.(1+𝑢𝑏𝑟)

2 = 160 mm Chiều rộng vành răng:

ZM = 275 : hệ số kể đến cơ tính của vật liệu,

Cặp bánh răng không dịch chỉnh hoặc dịch chỉnh đều x 1 ± x 2 = 0, ta có

𝛼𝑤 = 𝛼 = 20°, khi đó: ZH = 1,76 : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,

Zξ = √4 − 𝜉𝑎

3 = √4 − 1,64

3 = 0,87 : hệ số kể đến sự trùng khớp,

22

𝜉𝛼 = [1,88 − 3,2 (1

𝑍 1+ 1

𝑍 2)] 𝑐𝑜𝑠𝛽 = 1,64 : hệ số trùng khớp ngang,

KH= KHβ KHα KHv = 1,01.1.1,24= 1,38 : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc,

KHβ= 1,01 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,

KHα= 1 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các dôi răng đồng thời ăn khớp,

KHV= 1,24 : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp,

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 có 𝜎b = 600MPa,

Ứng suất xoắn cho phép [𝜏] = 20 … 25 MPa, chọn trục vào [𝜏] = 20 MPa; trục ra [𝜏] =

25 MPa

Trục Thông số

Công suất (kW) 5,02 4,78

Số vòng quay (vg/ph) 727,5 363,75

Momen xoắn T (Nmm) 65898,28 125495,53