Đồ án i chi tiết máy Đề số 1

Phần thuyết minh: Trình bầy đầy đủ các nội dung tính toán thiết kế khoảng từ , bao gồm: - CHƯƠNG 1: Tính toán chọn động cơ điện, phân phối tỷ số truyền và mô mem xoắntrên các trục - CHƯƠ

BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC KINH TẾ KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP

KHOA CƠ KHÍ -

Họ và tên Trịnh Nguyễn Hoàng Minh-21105100072

Nguyễn Trung Kiên-21105100076

Hà Nội – Năm 2023

BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC KINH TẾ KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP

KHOA CƠ KHÍ -

NGƯỜI HƯỚNG DẪN :

Phạm Văn Liệu

Hà Nội – Năm 2023

TRƯỜNG ĐẠI HỌC KINH TẾ - KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP

KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN: MÁY VÀ CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN I - CHI TIẾT MÁY

Loại hộp: Hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm

(1 cấp nghiêng – 1 cấp thẳng)

4 Bộ truyền đ

Các số liệu cho trước:

3 Đường kính tang: D = 350 mm6 6 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài:  = 35 độ

□ Va đập nhẹ

□ Va đập vừa

Yêu cầu thực hiện

I Phần thuyết minh:

Trình bầy đầy đủ các nội dung tính toán thiết kế khoảng từ , bao gồm:

- CHƯƠNG 1: Tính toán chọn động cơ điện, phân phối tỷ số truyền và mô mem xoắntrên các trục

- CHƯƠNG 2: Tính toán tỷ số truyền ngoài (bộ truyền đai hoặc xích)

- CHƯƠNG 3: Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng

- CHƯƠNG 4: Tính toán thiết kế trục

- CHƯƠNG 5: Tính toán chọn ổ đỡ trục, then, khớp nối, các chi tiết khác và bôi trơnhộp giảm tốc

- CHƯƠNG 6: Tính toán thiết kế kết cấu hộp

- CHƯƠNG 7: Thiết kế hộp giảm tốc (A0)

- CHƯƠNG 8: Lập bản vẽ chi tiết (A4)

II Phần bản vẽ:

Ngày giao đề: 15/10/2023 Ngày hoàn thành: 26/10/2023

Hà Nội, ngày 26 tháng 10 năm 2023

GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN

TS Phạm Văn Liệu

Mục Lục

CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN, PHÂN PHỐI TỶ SỐ

TRUYỀN VÀ MÔ MEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC 7

1.1.Tính toán chọn động cơ 7

a,Công suất làm việc trên trục động cơ 7

b,Xác định số vòng quay của động cơ 8

c,Chọn động cơ 8

1.2.Phân phối tỉ số truyền 9

1.3 Xác định công suất, số vòng quay và momen trên các trục: 10

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN TỈ SỐ TRUYỀN NGOÀI 11

2.1 Chọn loại đai 11

2.2 Xác định đường kính bánh đai 12

2.3 Định khoảng cách trục A và chiều dài đai L 13

2.4 Kiểm nghiệm góc ôm trên bánh đai nhỏ 13

2.5 Xác định tiết diện đai 13

2.6 Xác định chiều rộng B của bánh đai 14

2.7 Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 14

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 14

3.1 Thiết kế bộ truyền cấp chậm 15

3.1.1 chọn vật liệu làm bánh răng 15

3.1.2 định ứng suất tiếp xúc cho phép 15

3.1.3 định ứng suất uốn cho phép: 16

3.1.4 Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K 16

3.1.5 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: 17

3.1.6 Tính toán khoảng cách trục: 17

3.1.7 tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng 17

3.1.8 xác định chính xác hệ số tải trọng K 17

3.1.9 Xác định moodun, số răng, và góc nghiêng của răng: 17

3.1.10 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng 18

3.1.11 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu tải đột ngột trong thời gian ngắn 18

3.1.12 Xác định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền 19

3.1.13 Tính lực tác động lên trục 19

3.2 Thiết kế bộ truyền cấp nhanh 20

3.2.1 chọn vật liệu làm bánh răng 20

3.2.2 định ứng suất tiếp xúc cho phép: 20

3.2.3 định ứng suất uốn cho phép: 21

3.2.4 sơ bộ lấy hệ số tải trọng K 21

3.2.5 chọn hệ số chiều rộng bánh răng: 22

3.2.6 tính toán khoảng cách trục: 22

3.2.7 tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng: 22

3.2.8 xác định chính xác hệ số tải trọng K 22

3.2.9 xác định môđun, số răng và chiều rộng bánh răng : 23

3.2.10 kiểm nghiệm sức bền uốn của răng 23

3.2.11 các thông số chủ yếu của bộ truyền 24

3.2.12 tính lực tác dụng lên trục 25

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 25

4.1 Chọn vật liệu 25

4.2 Xác định các tải trọng tác dụng lên trục 26

4.3 Tính sơ bộ đường kính trục: 27

4.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 28

4.5 Xác định đường kính và chiều dài đoạn trục 30

4.6 Tính chính xác đường kính các đoạn trục 36

4.6:Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 39

CHƯƠNG 5: TÍNH TOÁN CHỌN Ô ĐỠ TRỤC , THEN , KHỚP NỐI , CÁC CHI TIẾT KHÁC VÀ BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC 44

5.1 Tính toán lựa chọn ổ lăn 44

5.1.1 Trục I 44

5.1.2 Trục II 46

5.1.3 Trục III 48

5.2.Tính toán chọn khớp nối 49

5.3 Tính toán bôi trơn: Chọn chế độ bôi trơn, dầu bôi trơn 51

5.3.1 Chế độ bôi trơn hộp giảm tốc 51

5.3.2 Dầu bôi trơn hộp giảm tốc 51

5.3.3 Kiểm tra mức dầu 51

CHƯƠNG VI TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU HỘP 52

6.1 Tính kết cấu của vỏ hộp 52

6.2 Kết cấu vỏ hộp giảm tốc 52

6.3 Một số kết cấu khác 54

6.3.1 Bulông vòng: 54

6.3.2 Chốt định vị: 54

6.3.3 Cửa thăm dầu 55

6.3.4 Nút thông hơi: 55

6.3.5 Nút tháo dầu: 56

6.3.6 Que thăm dầu: 57

6.3.7 Vòng chắn dầu: 57

6.2.8 Vòng phớt 58

CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN, PHÂN PHỐI

TỶ SỐ TRUYỀN VÀ MÔ MEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC

Nlv = công suất trên trục tang trong băng tải (KW)

F = Lực kéo băng tải (m/s)

-Hiệu suất bộ truyền:

η =η x η 3br η 4 η kn

Tra bảng 1.1 ta có hiệu suất của các bộ truyền:

-Hiệu suất bộ truyền đai(hở) : η đ =0,95

-Hiệu suất của 1 cặp bánh răng : ηbr=0,97

-Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn (kín ) : ηol=0,995

-Hiệu suất khớp nối trục : ηkn=0,99

=> η =0,95 0,97 0,995 0,99 = 0,8413 4

¿>N ct=N lv

η =1,920,841=2,28(KW )

⇨ Công xuất cần thiết của động cơ là Nct =2,28( KW )

b,Xác định số vòng quay của động cơ.

Chọn sơ bộ tỉ số truyền chung của hệ thống là i =50c

Số vòng quay của trục công tác (bộ truyền đai) là n tính theo công thức (1.5) lvtrang 4[1]

nlv¿60000.v

π D =60000.1,63,14.350 =87,35(vg/ph)Trong đó: v = 1,6 m/s vận tốc băng tải

D = 350 đường kính tang quay

Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsb là:

Nsb = nlv ic = 87,35 50 = 4367 (vg/ph)

Tk Tdn

Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động được phân phói cho bộ truyền trong hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài (bộ truyền đai)

Trong đó: Nct - công suất cần thiết;

ηol, ηk, ηbrt , ηbrc lần lượt là hiệu suất của ổ lăn, khớp nối và bánh răngb,Số vòng quay của các trục

i1,i2 : tỷ số truyền bộ truyền cấp nhanh ,cấp chậm

nđc : số vòng quay của trục động cơ

c,Tính toán Mômen trên các trục

- Trục II : T = 9,55 10 2 6 2

n2 = 9,55 10 6 2,16

Momen xoắnN.mm

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN TỈ SỐ TRUYỀN NGOÀI

2.1 Chọn loại đai

Chọn đai vải cao su ,giá thành rẻ ,làm việc thích hợp trong mỗi trường ẩm ướt

Dữ liệu thiết kế:

Bảng 2: Thông số yêu cầu

Công suất cần truyền trên trục chủ động 2,09 kW

+ N1:công suất trên trục 3 N1=2,09(Kw)

+ n1 :số vòng quay trong 1 phút của trục 1 ,n1=3462 (vg/ph)

Dựa vào bảng 2.1 chọn D1 theo tiêu chuẩn ,chọn D1= 110mm

Kiểm nghiệm vận tốc đai theo điều kiện 2.2:

¿Kiểm tra số vòng quay đĩa bị dẫn

Số vòng quay thực trong 1 phút của bánh bị dẫn được xác định theo công thức 2.5:

n '2=(1−ε) 1

D2 n1Với: ε –hệ số trượt đai Chọn ε = 0,01

=> Nằm trong khoảng (3÷5)% Do đó không cần chọn lại đường kính D2

2.3 Định khoảng cách trục A và chiều dài đai L

Chiều dài tối thiểu của đai theo công thức 2.7:

Tính góc ôm đai bánh nhỏ :

α 1=180 - (D2−D1 )

A 57° =180-(500−110)1200 57°= 161°

Kiểm tra điều kiện :α 1 ≥150° :Thỏa mãn.

2.5 Xác định tiết diện đai

Chiều dày đai δ được chọn đảm bảo thỏa mãn :

¿ Mặt khác ta có :

Tra bảng 2.9 chọn chiều rộng của đai b = 30 (mm)

2.6 Xác định chiều rộng B của bánh đai

Chiều rộng bánh đai B tính theo công thức 2.15 :

B= 1,1b +(10÷15) =1,1.30+(10÷15) =43÷ 48(mm)

Theo bảng 2.10 ,khi chiều rộng đai trong khoảng 40 ta chọn chiều rộng bánh đai:

B = 50 mm

2.7 Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

- Lực căng đai tính theo công thức 2.17 :

S o=σ o δ B =1,8.2,5.30 = 135 (N)

- Lực tác dụng lên trục tính theo công thức 2.18 :

Theo bảng 3,4 có được cơ tính bánh răng

+ Chọn bánh răng nhỏ: thép 40X, tôi cải thiện, đạt độ rắn HB=240÷270 có: σ bk=900N/mm2, σ ch=600 N/mm2

(Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi từ 100÷300)

3.1.2 định ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo công thức (3.1)

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ ]tx= [σ ]Notx.k ' N

Trong đó:- [σ ]Notx: Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài (Tra bảng 3.3)

-k ' N: Hệ số chu kì ƯSTX

Theo bảng 3.3 :

[σ ] Notx=2,6HB, N o=107

N o: Số chu kì cơ sở đường cong mỏi tiếp xúc

Với tải trọng không đổi:

3.1.3 định ứng suất uốn cho phép:

- Số chu kì làm việc của bánh lớn và bánh nhỏ < N = 5.10 cho nên hệ số chu kì o 6ứng suất uốn k” = 1N

- Theo công thức (3.5):

[σ ] u=σ o k } rsub {N}}} over {n {K} rsub {σ}¿¿¿=

(1,4÷ 1,6) σ−1 k } rsub {N}} over {n {K} rsub {σ}¿ ¿

+ Giới hạn mỏi uốn của thép 40X:

N tđ, (m=6 vì là thép thường hóa và tôi cải thiện)

Với N o :là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn (chọn N o=5.10 6

)

N =600.u.n.T= 600.1.3462.14600= 3,032712.10 > Ntđ 10 o ⟹k”N= 1

Hệ số an toàn: n= 1,5 (Thép cán, tôi cải thiện)

Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: Kσ=1,8 (Thường hóa, tôi cải thiện)

Vậy: Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:

3.1.7 tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng

• Theo công thức (3.11 [TL1] trang 53):

Vậy K=1,15 1,55= 1,782

- Khi định chính xác hệ số tải trọng K= 1,782 thấy chênh lệch nhiều so với trị số

đã chọn sơ bộ Nên cần điều chỉnh lại trị số khoảng cách trục A

=>Theo CT 3.14 trang 51 [1]: A= A sb3√ K

K sb= 70.3

√1, 782

1, 3 = 77mm3.1.9 Xác định moodun, số răng, và góc nghiêng của răng:

- Chiều rộng bánh răng: b= ψ A.A= 0,3 77= 23 mm

3.1.10 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

3.1.11 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu tải đột ngột trong thời gian ngắn

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

Vậy ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số cho phép đối với bánh răng lớn và nhỏ

- Kiểm nghiệm ứng suất uốn:

Bánh nhỏ: σ uqt1= σ u1 K qt= 67,9 3= 203,7≤ [σ ] uqt1= 480 N/mm2

Bánh lớn: σ uqt2= σ u2 K qt= 54,65 3= 163,95≤ [σ ] uqt2= 240 N/mm2

Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

3.1.12 Xác định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

d2=m n Z2

cosβ ¿1,25.1000,99 = ¿125mm

Đường kính đỉnh răng

De1= d 1 + 2m =28 + 2.1,25= 30,5 mmc nDe2= d 2 + 2m =125 + 2.1,25= 127,5 mmc n

Theo bảng 3,4 có được cơ tính bánh răng :

+ Chọn bánh răng nhỏ: thép 40X, tôi cải thiện, đạt độ rắn HB=240÷270 có: σ bk=900N/mm2, σ ch=600 N/mm2

⇒Chọn HB= 250

+ Chọn bánh răng lớn: thép 50, thường hóa, đạt độ rắn HB=180÷230 có: σ bk=600 N/mm2, σ ch=300 N/mm2

⇒Chọn HB= 220

(Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi từ 100÷300)

3.2.2 định ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo công thức (3.1)

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ ] tx= [σ ] Notx.k ' N

Trong đó:- [σ ]Notx: Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài (Tra bảng 3.3)

-k ' N: Hệ số chu kì ƯSTX

Theo bảng 3.3 :

[σ ] Notx=2,6HB, N o=107

N o: Số chu kì cơ sở đường cong mỏi tiếp xúc

Với tải trọng không đổi:

3.2.3 định ứng suất uốn cho phép:

- Số chu kì làm việc của bánh lớn và bánh nhỏ < N = 5.10 cho nên hệ số chu kì o 6ứng suất uốn k” = 1N

- Theo công thức (3.5):

[σ ] u=σ o k } rsub {N}}} over {n {K} rsub {σ}¿¿¿=

(1,4÷ 1,6) σ−1 k } rsub {N}} over {n {K} rsub {σ}¿ ¿

+ Giới hạn mỏi uốn của thép 40X:

N tđ, (m=6 vì là thép thường hóa và tôi cải thiện)

Với N o :là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn (chọn N o=5.10 6

)

N =600.u.n.T= 600.1.3462.14600= 3,032712.10 > Ntđ 10 o ⟹k”N= 1

Hệ số an toàn: n= 1,5 (Thép cán, tôi cải thiện)

Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: Kσ=1,8 (Thường hóa, tôi cải thiện)

Vậy: Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:

.1,4 2, 16

0,3.795=68 mm

Lấy A= 70mm

3.2.7 tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:

• Theo công thức (3.11 [TL1] trang 53):

v= π d1n1

60.1000 = 2πA n1 60.1000(i+1)=

2π 70 3462

60.1000(3,63+1)=5,4 m/sDựa vào bảng (3.5) trang 51 [1]: chọn được cấp chính xác của bánh răng là 83.2.8 xác định chính xác hệ số tải trọng K

Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K

→ Trị số K sai khác ít so với với Ksb

Như vậy có thể lấy chính xác khoảng cách trục A = 70 mm

3.2.9 xác định môđun, số răng và chiều rộng bánh răng :

Số răng bánh lớn:

Z = i Z = 3,63.21 = 76,23 răng 2 1

Lấy Z2 = 79 răng

Tính chính xác góc nghiêng:

cosβ=Z t m2

2A =(21 79+ ).1,42.70 =0,99 Vậy: β = 80

Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện:

b =30 mm>2,5m n

sinβ=2,5.1,40,248=14,1 mm

3.2.10 kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

➢Bánh nhỏ:

Z td 1= z1

cos 2

β= 210,99 2 =21,4 Bánh lớn:➢

Z td 2= z2

cos2β= 790,99 2 =80,6

Hệ số dạng răng theo bảng 3.12 Trang 55

) Vậyu 1< ¿

Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh răng lớn:➢

Góc nghiêng β = 8

Đường kính vòng chia

d1=m n Z1

cosβ¿3.210,99 = ¿63mm

d2=m n Z2

cosβ¿3.790,99 = ¿237mm

Lực dọc trục:

P = Ptgβ= 397.0,14 = 55,58 (N)a

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

4.1 Chọn vật liệu

Vật liệu chế tạo các trục

 Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 thường hóa có:

 Giới hạn bền kéo σ b = 600 (MPa)



 Ứng suất xoắn cho phép [ τ ] = 8 20(MPa)

4.2 Xác định các tải trọng tác dụng lên trục

 Từ yêu cầu đặt ra của hộp giảm tốc thiết kế, nhận thấy các lực tác dụng lên trục

I, trụcII, trục III của hộp giảm tốc gồm các lực như thể hiện trên hình

 Với cặp bánh răng trụ răng nghiêng ta có:

 Với cặp bánh răng tụ răng thẳng ta có:

Đường kính sơ bộ của trục có thể xác định theo công thức 4.9 [TL1] trang 70:

d ≥√3 T

0,2.[τ ]Trong đó: [τ ] = 8 : 20 là ứng suất xoắn cho phép, lấy trị số nhỏ đối với trục vào củahộp giảm tốc, trị số lớn đối với trục ra của hộp giảm tốc

→ Chọn sơ bộ: d = 15 (mm) d/c

+) Với trục 1 - Đối với trục nối khớp với động cơ thì chọn theo kinh nghiệm theo công thứ sau :

d1 = (0,8…1,2) d => chọn d =15 (mm) d/c 1

+) Với trục 2:

d2≥3

√ T2 0,2. = 3

√25947,1 0,2 8 = 25.3

→ Chọn sơ bộ: d3 = 35 (mm)

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

+ Theo bảng 4.1, từ các giá trị sơ bộ d , ta chọn được gần đúng chiều rộng ổ lăn: ib01 =13 b =17 b = 2102 03

+ Chiều dài nửa khớp nối (trục vòng đàn hồi):

Từ đó, theo các vị trí tương đối trên của kết cấu hộp giảm tốc đã yêu cầu ta có:

4.5 Xác định đường kính và chiều dài đoạn trục

Để xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục, ở đây thường tiến hành qua các bước sau:

1 Sơ đồ hóa trục, coi trục quay như một dầm tĩnh chịu tải Thực hiện vẽ sơ đồ hóa

trục, sơ đồ gối đỡ và các chi tiết quay lắp trên trục cũng như lực từ gối đỡ và các chi tiết quay tác dụng lên trục Khi đó nhận được sơ đồ hóa các trục 1, 2, 3 như thể hiện trên hình

2 Phân tích các lực tác dụng lên trục, tính phản lực liên kết tại các gối đỡ (Fx, Fy)

trong mặt phẳng xOz và yOz Trên cơ sở viết phương trình cân bằng của hệ lực tác dụng lên trục

Quy ước nhìn từ phải qua trái F T bánh chủ động.

Quay cùng chiều kim đồng hồ thì M dương.z

TFt bánh bị động quay cùng chiều kim đồng hồ ⇒TFt > 0

 Vậy biểu đồ momen xoắn như hình vẽ:

→Chọn d = 10 (mm)D

● dA = d = 10 (mm) (lăp ô lăn)C

4.6:Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Để trục không bị hỏng vì mỏi thì tại các tiết diện phải thoả mãn điều kiện sau:

[S]l à hệ sô an toàn cho phép , thôngthường[S]l à 1,5 …2,5

s σi Và s τi là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng xuất tiếp diện j :

Bảng4.3.Kích thước then trên các trục

Xác định các hệ số k τdjvà k σdj đối với các tiết diện nguy hiểm theo công thức: