Thuyết minh Đồ án chi tiết máy thiết kế hộp giảm tốc bánh trục vít bánh vít

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠOTRƯỜNG ĐẠI HỌC NAM CẦN THƠ THUYẾT MINH ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH TRỤC VÍT-BÁNH VÍT NGÀNH: CÔNG NGHỆ KỸ THUẬT Ô TÔ HƯỚNG DẪN: ThS.. Khác với các

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO

TRƯỜNG ĐẠI HỌC NAM CẦN THƠ

THUYẾT MINH ĐỒ ÁN

CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH TRỤC VÍT-BÁNH VÍT

NGÀNH: CÔNG NGHỆ KỸ THUẬT Ô TÔ

HƯỚNG DẪN: ThS Phùng Danh Sa NHÓM THỰC HIỆN: Nhóm 7.1

Phạm Ngọc Huy

Đỗ Đức Đạt Dương Thanh Nhả

Diệp Hoàng Hiếu Nguyễn Anh Khôi

Cần Thơ, Tháng 05 năm 2023

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC NAM CẦN THƠ

THUYẾT MINH ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH TRỤC VÍT-BÁNH VÍT

NGÀNH: CÔNG NGHỆ KỸ THUẬT Ô TÔ

Cần Thơ, Tháng 05 năm 2023

YÊU CẦU ĐỀ TÀI, HÌNH ẢNH GIÁO VIÊN CUNG CẤP

2

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN Về hình thức:

Về nội dung:

Kết luận: Đạt:… %

Lời nói đầu

Môn học Chi tiết máy là một trong những môn cơ sở giúp cho sinh viên khoa cơ khí nói riêng và sinh viên khoa khác nói chung có một cách nhìn tổng quan về nên công nghiệp đang phát triển như vũ bão Và là cơ sở để học nhưng môn như dao cắt, công nghệ…

Thiết kế đồ án chi tiết là một việc rất quan trọng, từ đó sinh viên có cơ hội tổng kết lại những kiến thức lý thuyết và làm quen với việc thiết kế

Trong nhà máy xí nghiệp sản xuất, khi cần vận chuyển vật liệu rời (khối hạt,bao gói) chủ yếu sử dụng các máy vận chuyển gián đoạn, các máy vận chuyển liên tục Khác với các máy vận chuyển gián đoạn, các thiết bị của máy vận chuyển liên tục có thể làm việc trong thời gian dài, chuyển vật liệu theo hướng đã định sẵn một cách liêntục có năng suất cao và được ứng dụng rộng rãi khi cần vận chuyển vật liệu rời.Băng tải là một loại máy thường được sử dụng khi vận chuyển các loại vật liệu như : than

đá, cát, sỏi, thóc…

Băng tải thường được cấu tạo bởi ba bộ phận chính: Động cơ truyền lực và mô men xoắn đến hộp giảm tốc tiếp đó đến băng tải Hộp giảm tốc thường dùng cho băngtải là hộp giảm tốc bánh răng trụ một, hai cấp, bánh vít – trục vít, bánh răng – trục vít

ưu nhược điểm băng tải: Băng tải cấu tạo đơn giản, bền, có khả năng vận chuyển vật liệu theo hướng nằm ngang, nằm nghiêng (hay kết hợp cả hai) với khoảng cách lớn, làm việc êm, năng suất tiêu hao không lớn Nhưng băng tải còn có một số hạn chế như: tốc độ vận chuyển không cao, độ nghiêng băng tải nhỏ(< 24 ) , không vận 0

chuyển được theo hướng đường cong

Để làm quen với việc đó em được giao Thiết kế dẫn động băng tải,với những kiến thức đã học và sau một thời gian nnghiên cứu cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy

cô giáo,sự đóng góp trao đổi xây dựng của bạn bè.Em đã hoàn thành được đồ án đượcgiao

ong với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều S

nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót

Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn thầy giáo

và bộ môn Cơ sở thiết kế máy để đồ án của em được hoàn thiện hơn

Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ em

đặc biệt là thầy giáo hướng dẫn

Cần Thơ , Ngày 27 tháng 05 năm 2023

Nhóm 7.1

4

Mục lục

II.Tính toán công suất,số vòng quay,mô men xoắn trên các trục của hệ

DANH SÁCH CÁC CHỮ VIẾT TẮT

1 HAWT Horizontal xis ind A W Turbine

2 VAWT V ertical xis ind A W Turbine

4 MPPT M aximum ower oint P P Tracking

5 PWM P ulse idth W Modulation

6 NACA N ational dvisory ommittee for A C Aeronautics

7 BMS B attery anagement M System

9 LiPo Li thium-Ion Polymer

Phạm Ngọc Huy -Tính toán chọn động cơ-Bản vẽ AutoCad Bản vẽ AutoCad A0

Đỗ Đức Đạt

-Tính toán chọn bộ truyèn đai

Diệp Hoàng Hiếu -Tính toán thiết kế trục

Nguyễn Anh Khôi -Soạn thảo bản thuyết minh

Dương Thanh Nhả -Tính toán vỏ hộp và các chi tiết phụ

Danh sách các bảng

Bảng phân công nhiệm vụ nhóm 7.1 Trang 6

Bảng số liệu cho trước Trang 10

Bảng tổng kết Trang 14

Bảng thống kê các thông số của bộ truyền Trang 19

Bảng Các thông số đai hình thang thường loại Trang 20

Bảng các thông số bộ truyền đai Trang 24

Danh sách các hình

Hình ảnh giáo viên cung cấp Trang 5

Hình sơ đồ phân bố lực trong hộp giảm tốc Trang 27

Hình biểu đồ moment và phân bố lực Trang 34

Kết cấu một số chi tiết Trang 41

8

PHẦN I.Tính động học hệ dẫn động.

I.Chọn động cơ.

Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ,

là giai đoạn dầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy

Theo yêu cầu làm việc của thiết bị cần được dẫn động.Hệ dẫn động băng tải và đặc tính, phạm vi sử dụng của loại động cơ, ta chọn động cơ ba pha không đồng bộ rô

to lồng sóc

Loại động cơ này có ưu điểm: kết cấu đơn giản, giá thành thấp, dễ bảo quản, làm việc tin cậy.Tuy nhiên loại này có nhược điểm là hiệu suất và cos( ) thấp (so với động cơ đồng bộ), không điều chỉnh vận tốc được

Ta chọn sơ đồ khai triển hệ đãn động sau:

Bảng số liệu cho trước:

1.1 Công suất cần thiết

Hiệu suất chung của hệ thống:

Theo (bảng 2.3), trang 19, [1] ta có:

Với : : Hiệu suất bộ truyền đai

: Hiệu suất nối đàn hồi

: Hiệu suất một cặp ổ lăn

: Hiệu suất bộ truyền bánh vít

Nên tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống là:

Vận tốc sơ bộ của động cơ là:

+ Hiệu suất của động:

1.4 Phân phối lại tỳ số truyền cho hệ thống

Tỷ số truyền của bộ truyền đai: u = 3,5d

II.Tính toán công suất,số vòng quay,mô men xoắn trên các trục của hệ dẫn động.

3.Tính mô men xoắn trên các trục (T)

-Ta có công thức tổng quát liên hệ giữa mô men xoắn(T) và tốc độ quay n là:

P dc

2.Xác định ứng suất cho phép.

Vì bánh vít làm bằng đồng thanh có cơ tính thấp hơn nhiều so với trục vít bằng thép, nên để thiết kế chỉ cần sác định ứng tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phépđối với vật liệu bánh vít.Ta tiến hành kiểm tra cho bánh vít

2.1Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H ].

-Vì bánh vít làm băng đồng thanh không thiếc nên [σ ] được tra theo bảng H

7.2/146.Với vận tốc trượt của trục vít được tính theo công thức

8,8.10 33 . 8,8.10 4,82.25.656.82 3,28( / ) 5( / ).33

1 1

→[uH]=212(MPa)

2.2.Ứng suất uốn cho phép [σ F ].

-[σF] đươc tính theo theo công thức

Thay lại công thức ban đầu có F 0,77.166 128(MPa)

-Ứng suất quá tải

Bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc nên

3

.2

T KH q

+z2 là số răng bánh vít.Chọn số mối răn trục vít z1=2→z =σ.z =25.2=50.2 1

Thoả mãn đìêu kiện 28<z =50<80.2

+q hệ số đường kính trục vít.Chọn theo điều kiện q≥0,25.z =0,25.50=12,52

Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 7.3/148.chọn q=12,5

+T2 mô men xoắn trên trục bánh vít T2=14214129(N.mm)

+KH hệ số tải trọng.Ta chọn sơ bộ K =1,15.H

 

2

170 1421412.1,153

3.2.Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít cua bộ truyền được thiết kế phải thoả mãn điều kiện sau

170  2 3 2,

aw2

→chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh không thiếc có [σH]=228(MPa)

+Tính chính xác hiệu suất của bộ truyền

8,44 2,7

tg tg

Tra bảng 7.5 ta có Ө=190.Hệ số biến dạng của trục vít

T2m mô men trung bình

190

KH    

Dựa vào bảng 7.6/151 ta chọn được cấp chính xác gia công là cấp 8

Dựa vào bảng 7.7/151 ta chọn được K =1,2.HV

16

3.3.Kiểm nghiệm bánh vít về độ bền uốn.

-Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít ,ứng suất sinh ra tại chân răng bánh vít không được vượt quá giá trị cho phép

,

1,4 2

+Ta có zV=z /cos ó=50/cos8,44 =51,66.2 3 0

Dựa vao z tra bảng 7.8/152 ta được Y =1,45.V F

Thay lại công thức (II.10).Ta được

3.4.Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải.

Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt răng, ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá giá trị cho phép

Trong đó [u ]=206(MPa).Kqt=1,7 [uH H]MAX=1200(MPa)

Hmax 206 1,7 269(MPa) Hmax 1200(MPa)

Mà uF=24,829(MPa),Kqt=1,7, [uFMAX]=480(MPa)

Fmax24,82.1,7 42,2( MPa) 480( MPa).

3.5.Bảng thống kê các thông số của bộ truyền.

3.6.Tính nhiệt trong truyền động trục vít.

Để tránh nhiệt sinh ra trong bộ truyền trục vít quá lớn,thì nhiệt sinh ra trong hộp giảm tốc trục vít phải cân bằng với lượng nhiệt thoát đi

-Ta đi tính diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc(m2)

Công thức thiết kế

1000.(1 ) 10,7 1 3,0 0

p A

+Hệ số 

/ 2 / 1 8 1,08

1.5 0,8.31

+[td] nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu,vì trục vít đặt dưới bánh vít →[td]=90 0+chọn t0=20 0

3.8.Bộ truyền luôn đảm bảo điều kiện bôi trơn vì trục vít nằm dưới.

II.Thiết kế bộ truyền đai.

Dựa vào công suất P = 0,75(Kw) và số vòng quay n = 1445 (vg/ph) ct 1

tra theo (bảng 4.1), trang 51, [1] ta chọn: Đai thang loại , được làm từ vật liệu tổng hợp

Các thông số đai hình thang thường loại :

Khoảng cách từ mặt trung hòa đến thớ ngoài yo 4.0

Kích thước mặt cắt ngang của dây đai

2.2 Xác định thông số hình học chủ yếu của bộ truyền đai

2.2.1 Xác định đường kính bánh đai nhỏ d1

Ta có:

Theo tiêu chuẩn chọn

Vận tốc dài của đai:

Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc cho phép: nên thỏa điều kiện

2.2.2 Xác định đường kính bánh đai lớn d2

Theo công thức (5-4) ta có đường kính bánh đai lớn :

d2 = uđ.d1.(1- )

trong đó : i hệ số bộ truyền đaiđ

: hệ số trượt của bộ truyền đai thang lấy = 0,01

d = 3,5.225.(1- 0,01) = 779,6mm2

Chọn : d = 800 mm2

- Xác định lại tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai là

- Sai số của bộ truyền là:

20

2.4 Tính chiều dài sơ bộ theo khoảng cách trục a

Theo bảng (5-12) tài liệu [3] trang 92 lấy L = 3350 (mm)

Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây

Số đai được xác định theo điều kiện tránh xa trượt trơn giữa hai đai và bánh đai

Số dây đai được xác định theo công thức:

- Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai

- Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc

- Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng C = 0,85r

- Hệ số xét đến ảnh hưởng đến tỷ số truyền u

Cu = 1,14 vì u = 3,114 > 2,5

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài

- Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai C ta chọn sơ bộ bằng 1z

- Theo bảng (4.19) tài liệu [1] trang 62 ta chọn [P ] = 6,46 Kw 0

Trong đó: = 1,5 N/mm ứng suất ban đầu2

A = 138 mm là tiết diện của dây đai2

Lực căng mỗi dây đai:

III.Thiết kế trục,ổ lăn và khớp nối.

A.Chọn khớp nối

1.Xác định các thông số của khớp nối.

Để truyền mô men từ trục của động cơ sang trục I ta dùng nối trục vòng đàn hồi ,nốitrục được lắp trên trục có mô men xoắn T =32,781(KN).Dựa vào bảng 16-10a/63-Q2 I

Bộ phận đàn hồi bằng cao su

*Các kích thước cơ bản của vòng đàn hồi

T=31,5(N.m), d =10mm, dC 1:M8

D =15mm l=42mm l2 1=20mm

l =10mm l =15mm h=1,5mm.2 3

2.Kiểm nghiệm khớp nối.

2.1.Kiểm nghiệm về độ bền dập của vòng đần hồi.

Để nối trục thoả mãn về độ bề dập thì phảI thoả mãn điều kiện sau:

2.2.Kiểm nghiệm về độ bền uốn của chốt.

Để đảm bảo về điều kiện bền uốn thì phải thoả mãn biểu thức sau

Vậy điều kiện về độ bề uốn của chốt được thoả mãn

*Kết luận:Khớp nối chọn như trên là hợp lý

24

2.Xác định lực tác dụng.

2.1Sơ đồ biểu diễn các lực tác dụng lên các trục (hình 2)

2.2Độ lớn của các lực như sau

Hình 2:sơ đồ phân bố lực trong hộp giảm tốc.

2.Tính thiết kế.

2.1Tính sơ bộ đường kính trục.

a.Đường kính trục vào động cơ

-Trục được nối với động cơ thông qua khớp nối.Chọn sơ bộ đường kính động cơ theocông thức

dI=(0,8 1,2).d =(0,8 1,2).32=25,6 đc  38,49 (mm)

Ta chọn dI=30(mm)

b.Đường kính trục trung gian

Được chọn sơ bộ theo công thức

a.Trục vào động cơ.

-Vì đường kính sơ bộ của trụ I d =30(mm).Tra bảng 10.2/187 ta được I

+Do kết cấu lắp ổ lăn nên lI1=2.l =2.55=110(mm).I3

+Tổng chiều dài của trục I

-Khoảng cách từ ổ lăn 0 đến đĩa xích.

lII3=l +0,5.(b +l )+k +h =188+0,5.(35+95)+15+18=286(mm).II1 0 II3 3 n

-Chiều dài của trục II là

4.1.1Chọn đường kính sơ bộ các đoạn trục.

-Tính các phản lực tại các gối đỡi.Ta có các phương trìmh sau

4.1.2Chọn then và kiểm nghiêm then.

a.Chọn then tại chỗ lắp bánh răng

Ta chọn then băng để lắp cho các trục.Dựa váo đường kính d của các trục sẽ chọn được kích thước then nhất định theo bảng (9.1a)

*Chọn then

Đường kính vòng chân bánh răng 1 d =59,8(mm),mà đường kính trục d =34(mm) f1 I3

→d -d -t =59,8-34-t =25,8-tf1 I3 2 2 2>>5.m=5.1,5=7,5(mm).Vậy ta dùng then để cố định bánh răng trên trục

-Vì đoạn trục lắp bánh răng ta cần lắp then để truyền mô men xoắn,vì d =34(mm),tra I3

bảng 9.1a ta chọn then

r=0,32(mm).b=10(mm),h=8(mm),l =(0,8ữ0,9).42=33,6ữ37,8.then

Ta lấy lthen=35(mm)

+Chiều sâu rãnh then trên trục.t1=5(mm)

+chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=3,3(mm)

*Kiểm nghiệm then

-Theo độ bền dập

 

2

1

b.Chọn then cho chỗ lắp khớp nối

Ta chọn then băng để lắp cho các trục.Dựa váo đường kính d của các trục sẽ chọn được kích thước then nhất định theo bảng (9.1a)

b=8mm, h=7mm, t =4mm, t =2,8mm, r=0,25mm.Chiều dài của then 1 2

dthen=(0,8ữ0,9).30=24ữ27mm,ta chọn lthen=25mm

+Chiều sâu rãnh then trên trục t1=4mm

+chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=2,8mm

Vậy then thoả mãn điều kiện bền

4.2Trục I(sơ đồbiểu diễn các lực hình5).

*Nhận xét:Ta có toàn bộ trục vít được chế tạo từ một phôi liền ,mà đường kính vòng

chân của trục vít d =64mm.Vậy để đảm bảo về kêt cấu hạ bậc ta phải chọn đường f1

kính chỗ lắp ổ lăn và lắp bánh răng tăng lên

Ta chọn dI2=30(mm),d =d =40(mm).I0 I1

4.2.2Chọn then và kiểm nghiệm then.

Ta chọn then băng để lắp cho trục.Dựa váo đường kính d của các trục sẽ chọn được kích thước then nhất định theo bảng (9.1a)

*Chọn then

Chỗ lắp bánh răng cần then vì d =30(mm).Kích thước của then là:II2

r=0,25(mm),b=10(mm),h=8(mm),l=(0,8ữ0,9).35=28ữ31,5(mm)

Chọn l=30(mm)

+chiều sâu rãnh then trên trục t1=5(mm)

+chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=3,3(mm)

*Kiểm nghiệm then

-Theo độ bền dập

-Chọn cấp chính xac của ổ lăn là cấp 0.Chọn cả hai ổ 0 và 1 cùng 1 loại ổ.

1.3.Kiểm nghiệm ổ về khả năng tải động.

-Khả năng tả động Cd được tính theo công thức:

C d  Q L III.m ( 8)

-m bậc của đường cong mỏi khi thử ổ lăn.Vì là ổ bi đỡ nên m=3

-L tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

L   (triệu vòng)

-Q tải trọng động quy ước

Q=X.V.Fr.Kt.Kđ (vì lực Fa=0)

+Khi tính ổ lăn ta chọn chiều của lực khớp nối F cùng chiều với chiều của F vì nó x2 x3

tạo ra các phản lực tại các ổ lăn là max.Vậy chiều của khớp nối trong (tờ 4) là không đổi

34

Ta tiến hành kiểm nghiệm tại gối có Fr=max.Tức là kiể nghiệm tại gối 0.

+chọn vòng trong quay nên V=1

+Chọn hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ Kt=1

+Kđ hệ số kể đến đặc trưng cuảu tải trọng.Tra bảng 11.3/213 ta có

1.4.Kiểm nghiệm về khả năng tải tĩnh.

Điều kiện để đảm bảo khả năng tải tĩnh là:

QtCo

+Co khả năng tải tĩnh tra được Co=10,2

+Qt tải tĩnh quy ước Qt=Fr=0,96(KN)<Co=10,2(thoả mãn)

2.Chọn ổ lăn cho trục 2.

2.1.Chọn loại ổ.

-Dựa vào d =40(mm).là trục để lắp bánh vít ,chịu lực dọc trục rất lớn nên ổ 0 của trục0

II ta lắp ổ tuỳ động (ổ bi đỡ 1 dãy).còn gối đỡ số 1 ta lắp 2 ổ đĩa côn đối nhau để hạn chế trục di chuyển dọc trục về cả hai phía

-Sơ đồ tính ổ như dưới hình vẽ sau

-Chọn ổ lăn cho gối 0

Ta chọn tuỳ động bi đỡ 1 dãy, dựa vào bảng P2.87/251 chọn loại ổ cỡ trung 308 d=40(mm) C=31,9(KN)

D=90(mm) Co=121,7(KN)

B=23(mm) ỏ=00

-Chọn ổ lăn cho gối 1

Ta chọn ổ đĩa côn kép 1 dãy.Dựa vào bảng P2.11/ ta chọn loại ổ cỡ nhẹ 2 ổ 7208 d=40(mm) D =85(mm ) ỏ=14,331 0

D=85(mm) C=42,4(KN)

B=18(mm) Co=32,7(KN)

2.3.Kiểm nghiệm ổ lăn về khả năng tải động.

*Kiểm nghiệm gối 0

Để thoả mãn điều kiện về khả năng tải động thì

-Khả năng tả động Cd được tính theo công thức:

C d  Q L III.m ( 8)

-m bậc của đường cong mỏi khi thử ổ lăn.Vì là ổ bi đỡ nên m=3

-L tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

-Q tải trọng động quy ước

Q=X.V.Fr.Kt.Kđ (vì là ổ bi đỡ tuỳ động nên không chịu lực dọc trục)

36