Đồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động cơ khí GVHD PGS TS nguyễn văn yến

Với em là một sinh viên khoa nhiệt, đồ án môn học Chi tiết máy là môn giúp em học sinh hệ thống hóa lại kiến thức của các môn học như: Cơ sở thiết kế máy, sức bền vật liệu, vẽ kĩ thuật…

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí là nội dung quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư Với em là một sinh viên khoa nhiệt, đồ án môn học Chi tiết máy

là môn giúp em học sinh hệ thống hóa lại kiến thức của các môn học như: Cơ sở thiết kế máy, sức bền vật liệu, vẽ kĩ thuật….Đồng thời giúp sinh viên có kĩ năng

về làm đồ án hỗ trợ cho việc làm đồ án tốt nghiệp sau này.

Nhiệm vụ được giao là thiết kế hệ dẫn động cơ khí gồm có: Hộp giảm tốc khai triển có 2 cặp bánh răng trụ răng thẳng, tính chọn động cơ điện và bộ truyền đai dẹt Yêu cầu có bản thuyết minh và bản vẽ lắp hộp giảm tốc được vẽ trên giấy

A0.

Do lần đầu tiên làm quen với thiết kế và phải thực hiện một khối lượng kiến thức tổng hợp, tuy đã cố gắng tham khảo các sách và tài liệu có liên quan, cùng bài giảng của các thầy cô và sự nỗ lực của bản thân nhưng em vẫn không thể tránh được những sai sót Vậy kính mong quý thầy cô giáo giúp đỡ em, chỉ bảo thêm cho em để em có thể nắm vững hơn kiến thức mà mình học được

Cuối cùng em xin gửi lời cảm ơn chân thành tới các cô thầy giáo bộ môn, đặc biệt là thầy Nguyễn Văn Yến đã giúp đỡ chỉ bảo tận tình cho em hoàn thành đồ

M C L C ỤC LỤC ỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 1

MỤC LỤC 2

Phần 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 2

1.1 Chọn động cơ điện: 2

Hiệu suất chung toàn hệ thống 2

1.1.1 Xác định sơ bộ số vòng quay: 3

1.2 Phân phối tỷ số truyền, số vòng quay và momen xoắn: 3

1.2.1 Tỷ số truyền chung của hệ thống 3

1.2.2 Tính toán số vòng quay trên các trục: 3

1.2.3 Momen xoắn và công suất trên trục: 3

1.2.4 Bảng số liệu: 4

Phần 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 4

2.1 Bộ truyền đai dẹt: 4

Bảng thông số: 6

2.2 Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc: 6

Phần 3: TÍNH THIẾT KẾ TRỤC 13

3.1 Chọn vật liệu chế tạo trục: 13

3.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục: 13

3.3 Xác định sơ bộ đường kính các trục và bề rộng ổ lăn: 13

3.4 Xác đinh khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: 13

3.5 Tính trục I: 14

3.6 Tính trục II: 17

3.7 Tính trục III: 19

Phần 4: TÍNH CHỌN Ổ LĂN 21

4.1 Tính chọn ổ lăn cho trục I: 21

4.2 Tính chọn ổ lăn cho trục II: 22

4.3 Tính chọn ổ lăn cho trục III: 22

4.4 Bôi trơn ổ lăn: 23

4.5 Bôi trơn ổ lăn: 23

Phần 5: THIẾT KẾ THÂN MÁY VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 23

Phần 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ

TRUYỀN 1.1 Chọn động cơ điện:

Hi u su t chung toàn h th ng ệu suất chung toàn hệ thống ất chung toàn hệ thống ệu suất chung toàn hệ thống ống

 - là hiệu suất của bộ truyền đai dẹt d =0.96

Công suất cần thiết trên trục động cơ:

3 7, 2

8,30,81

ct ch

P P



(kw)

Chọn tỷ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc 2 cấp khai triển uh=14 Bộ truyền

ngoài – bộ truyền đai dẹt: uđ=2

Uch=uh.ud=14.2=28

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

Nđc=uch.n3=28.44=1232 (vòng /phút)

Chọn động cơ: Tra bảng phụ lục 1 Bảng P.12 sách tính toán thiết kế dẫn động

cơ khí ta được động cơ sau:

Tên động cơ Công suất (kw) Số vòng quay(vòng/phút) max

min

T

1.2 Phân phối tỷ số truyền, số vòng quay và momen xoắn:

3

1460

3344

dc ch

n i n

Chọn ih=14,4

33 2,3

14, 4

ch d h

i i i

635 159( / ) 4

1.2.3 Momen xoắn và công suất trên trục:

3 2

3 3

9550 .10

95550.8,3.10

54291 1460

9550.7,9.10

118811 635

9550.7,6.10

456478 159

9550.7, 2.10

1562727 44

dc

N T

Phần 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 2.1 Bộ truyền đai dẹt:

Số liệu thiết kế:

Công suất trên trục P1=8,3kw; số vòng quay n1=1460 vòng/ phút; tỷ số truyền

u=2,3; momen xoắn trên trục: T= 54291N.mm

1 Chọn vật liệu làm dây đai: bộ truyền quay với số vòng quay lớn nên dùng vật liệu làm dây đai là đai vải cao su vì chúng có các đặc tính sau: bền, dẻo, ít bị ảnh hưởng của độ ẩm và sự thay đổi nhiệt độ

2 Đường kính bánh nhỏ:

3 3

Thỏa mãn điều kiện là đai vải cao su có α1≥1500

7 Tiết diện đai:

t d F

Cv-hệ số kể đến ảnh hưởng của lực li tâm đến độ bám của đai trên bánh đai

Cv= 1- kv(0,01v2-1) kv=0,04 _ với đai vải cao su

Vật liệu chế tạo bánh nhỏ là thép 45 tôi cải thiện có HB241…285 Giới hạn bền

σb=850MPa Giới hạn chảy là σch=580MPa

Vật liệu chế tạo bánh lớn là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 Giới hạn bền

σb= 750MPa Giới hạn chảy là σch=450MPa

Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép, ứng suất uốn cho phép và ứng suất khi quá tải.Ứng tiếp xúc cho phép: [σH]=σ0

Hlim.kHL/Sh.Ứng suất uốn cho phép: [σF]=σ0

Flim..kFC kHC/SF.Ứng suất tiếp xúc khi quá tải: [σH]qt=2,8.σch

Ứng suất uốn khi quá tải: [σF]qt=0,8 σch

- Chọn kFC=0,75- bộ truyền làm việc hai chiều và HB<350

- KHL, kFL- hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền:

H

F

HO m

HL

HE FO m

FL

FE

N k

N N k

2,4 2

NFE1=NHE1=83.106 chu kì

NFE2=NHE2=23.106 chu kì

2.2.2.2 kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc thỏa mãn:

 

1 2 1

KF=kFβ.kFα.kFvtra bảng 6.7 ta có kFβ=1,16 kFα=1(bánh rang trụ rang thẳng)

VF=δb=1,8.6.71=766,8NF.g0.v.(aw/u)1/2 trong đó: δb=1,8.6.71=766,8NF=0,011

Nên bộ truyền thỏa bản điều kiện bền uốn

2.2.2.4 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

σFmax2=σF2 .kqt1/2=176,32.2,31/2=267,4(MPa)< [σFmax2]=360(MPa).

Vậy bộ truyền thỏa mãn về điều kiện bền uốn khi quá tải

da1=d1+2(1+x1-Δy)=97,5+2.(1+0,11-0,0057) =100 mmy)=97,5+2.(1+0,11-0,0057) =100 mm

da2=d2+2(1+x1-Δy)=97,5+2.(1+0,11-0,0057) =100 mmy)m; da2=350+2(1+0,3957-0,0057) 2,5

=357mmĐường kính chân

răng df df1=d1-(2,5-2.x1)m=97,5-(2,5-2.0,11)2,5=92mm

df2=d2-(2,5-2.x2)m=350-(2,5-2.0,3957)2,5=346mmĐường kính cơ sở db db1=d1cosα=97,5.cos20=92mm

db2=d2cosα=350.cos20=329mmGốc prifin gốc α α=200

2.2.3.3 thông số bộ truyền cấp nhanh:

Khoảng cách trục chia a a=0,5m(29+116)/cosβ=0,5.2,5.145=181mm

Khoảng cách trục aw aw=a+ym=181+1,5.2,5=185mm

Đường kính chia d d1=mz1/cosβ=2,5.29=72,5mm

d2=mz2/cosβ=2,5.116=290mmĐường kính lăn dw dw1=2aw1/(u+1)=2.185/5=74mm

dw2=dw1 u=74.4=296mmĐường kính đỉnh răng da da1=d1+2(1+x1-Δy)=97,5+2.(1+0,11-0,0057) =100 mmy)m=72,5+2.(1+0,5-0).2,5=80mm

da2=d2+2(1+x2- Δy)=97,5+2.(1+0,11-0,0057) =100 mmy)m=290+2(1+1-0).2,5=300mm.Đường kính đáy răng df df1=d1-(2,5-2x1)m=72,5-(2,5-2.0,5).2,5=66mm

df2=d2-(2,5-2x2)m=290-(2,5-2.1).2,5=288mmĐường kính cơ sở db db1=d1cosα=72,5.cos0=72,5mm

db2=d2cosα=290.cos0=290mmGốc profin gốc α α=200

- Mức dầu thấp nhất phải đủ ngập đoạn BC Đường mức dầu min là đường AA’

- Mức dầu cao nhất ngập không quá 1/3 bán kính bánh răng

- Khoảng cách giữa mứa dầu max và min là khoảng 10÷15mm

- Lấy A’B’=AB=15mm

OA=O’A’=129mm

- Đường mức dầu max là đường AA’

- Đường mức dầu min là đường BB’ Thỏa mãn 3 điều kiện trên

Phần 3: TÍNH THIẾT KẾ TRỤC 3.1 Ch n v t li u ch t o tr c: ọn vật liệu chế tạo trục: ật liệu chế tạo trục: ệu suất chung toàn hệ thống ế tạo trục: ạo trục: ục:

Vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện có giới hạn bền là σb= 750MPa, giới hạn cháy σch=450MPa, ứng suất cho phép là [σ]=63MPa Ứng suất xoắn cho phép [τ]=20÷25MPa.]=20÷25MPa

3.2 Xác đ nh t i tr ng tác d ng lên tr c: ịnh tải trọng tác dụng lên trục: ảng số liệu: ọn vật liệu chế tạo trục: ục: ục:

Với bộ truyền bánh răng trụ nên ta có:

3.4 Xác đinh kho ng cách gi a các g i đ và đi m đ t l c: ảng số liệu: ữa các gối đỡ và điểm đặt lực: ống ỡ và điểm đặt lực: ểm đặt lực: ặt lực: ực:

+ K1= 10mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay dến thành trong của vỏ

hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

+ K2 = 8mm : khoảng cách từ mặt mút ổ dến thành trong của hộp

+ K3 = 15mm : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay dến nắp ổ

+ h = 20mm : khoảng cách của nắp ổ và bulông

TRỤC I:

- Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng: lm13=(1,2…1,5)d1=(36…45)mm

- Chiều dài mayo tối thiểu bằng chiều rộng vành răng: theo phần tính toán bánh răng bw=60mm vậy chọn lm12=60mm

- Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh đai: lm12=(1,2…1,5)d1=(36…45)mm lấy

lm12=40mm

l12=lc12=0,5(lm11+b0)+k3+hn=0,5(40+19)+15+20=64,5mm

l13=0,5(lm13+b0)+k1 + k2=0,5(60+19)+10+8=87,5mm

TRỤC II:

- Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng: lm22=(1,2…1,5)d2=(54…67,5)mm, chiều dài mayo bánh răng tối thiểu bằng bề rộng bánh răng: theo tính toán ở trên ta chọn lm22=60mm và lm23=90mm

l21=lm22+lm23+3k1+2k2+b0=90+60+3.10+2.8+25=221mm

l22=0,5(lm22+b0)+k1+k2=0,5(60+25)+10+8=60,5mm

l23=l22+0,5(lm22+lm23)+k1=60,5+0,5(90+60)+10=145,5mm

TRỤC III:

- Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng: lm32=90mm

- Chọn sơ bộ chiều dài mayo của chiết quay nằm ở trục ra là lm33= 50mm

- Khoảng côngxôn trên trục 3:

3.5.2 Tính phản lực tại các gối tựa:

Phương trính cân bằng momen trong mặt phẳng đứng tại gối A:

0

A Y

→RBX=3960.(221-87,5)/221=2392NTheo phương X ta có:RAX+RBX=Ft11

→RAX=Ft11-RBX=3960-2392=1568N3.5.3 Tính đường kính các đoạn trục:

RAY

RAX A

3 3

→ thỏa mãn điều kiện bền cắt

Tương tự ta chọn then bằng tại vị trí lắp bánh đai tiết diện 1-1:

d13=45mm; b=14mm; h=12; t1=7mm; t2=4,9;

l=0,85lm=0,85.60=56mm

Kiểm nghiệm then theo ứng suất bền dập và ứng suất bền uốn ta thấy đều thỏa mãn

3.5.5 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

Hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn:

Tại vị trí lắp bánh rang có tiết diện nguy hiểm nhất nên ta kiểm tra bền cho vị trí này Mặt cắt 1-3

 

.

j j j

[s]-hệ số an toàn cho phép, thường lấy [s]=1,5…2,5

σ-1 và τ]=20÷25MPa.-1 là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng

σ-1=0,436σb=0,436.750=327MPa ; τ]=20÷25MPa.-1=0,58.σ-1=0,58.327=190MPa

Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó:

σmj=0; σaj=σmaxj=Mj/Wj

Trục quay 2 chiều nên τ]=20÷25MPa.mj=0; τ]=20÷25MPa.aj=τ]=20÷25MPa.maxj=Tj/Woj

1 a

1 a

Trong đó Mj là momen tương đương tại tiết diện nguy hiểm và Wj và

Woj là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện nguy hiểm

Kσdj và Kτ]=20÷25MPa.dj là hệ số xác định theo công thức sau:

Kσdj=(Kσ/Ԑσ+Kx-1)/Ky với các giá trị tra trong bảng 10.8, 10.9, 10.10 và 10.11: Kx=1; Ky=1,6; Ԑσ=0,81; Ԑτ]=20÷25MPa.=0,76; Kσ/Ԑσ=2,35 →Kσ=1,9

190

33, 21,1.5, 2 0.0

3.6.2 Tính phản lực tại các gối tựa:

Phương trính cân bằng momen trong mặt phẳng đứng tại gối A:

0

A Y

RAY

RAX A

x x

610542Nmm

610542Nmm

→ thỏa mãn điều kiện bền cắt.

Tương tự ta chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng tiết diện 2-2:

3.7.2 Tính phản lực tại các gối tựa:

Phương trính cân bằng momen trong mặt phẳng đứng tại gối A:

0

A Y

RAY

RAX A

Đườngkínhbi,mm C,kN C

0,kN

4.1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

Theo bảng 11.6 ta có: X0=0,6; Y0=0,5.

Qt=FrB=RB=2632N

Ta thấy Qt<C0 nên ổ đảm bảo độ bền tĩnh

4.2 Tính chọn ổ lăn cho trục II:

4.2.1 Chọn ổ lăn theo khả năng tải động:

Đườngkínhbi,mm C,kN C

Ta thấy Qt<C0 nên ổ đảm bảo độ bền tĩnh

4.3 Tính ch n lăn cho tr c III ọn ổ lăn cho trục III ổ lăn cho trục III ục III :

4.3.1 Chọn ổ lăn theo khả năng tải động:

Đườngkínhbi,mm C,kN C

Ta thấy Qt<C0 nên ổ đảm bảo độ bền tĩnh

4.4 Bôi trơn ổ lăn:

- Vì vận tốc vòng của cấp nhanh chỉ là 2m/s nên ta chọn bôi trơn ổ bằng mỡ

- Chọn mỡ là mỡ πd, mỡ lấp đầy 2/3 thể tích phần rỗng của bộ phận ổ.(theo bảng 8-28, sách thiết kế chi tiết máy_Nguyễn Trọng Hiệp)

4.5 Bôi trơn ổ lăn:

- Vì vận tốc vòng thấp nên chọn dầu có độ nhớt vừa phải: theo bảng 18-12

và bảng 18-13 ta chọn dầu dầu công nghiệp Engle 50 Độ nhớt từ 5.6-7.6.

- Khối lượng đưa vào sao cho mức dầu nằm giữ 2 đường mức dầu max và mức dầu min.

- Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và các bộ phận của máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền

đến, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi bẩn bám vào

Chiều dày: Thân hộp,δb=1,8.6.71=766,8N

Nắp hộp, δb=1,8.6.71=766,8N1

δb=1,8.6.71=766,8N=0,03a+3=0,03.225+3=9,75mm→δb=1,8.6.71=766,8N=10mm δb=1,8.6.71=766,8N1=0,9δb=1,8.6.71=766,8N=0,9.10=9mm→δb=1,8.6.71=766,8N1=9mm

khoảng 20

Đường kính:

- Chiều dày bích thân

Khe hở giữa các chi tiết:

- Giữa bánh răng với

Chọn theo bảng 18.7 ta được:

d b m f L c q D S D0

d Kiểm tra mức dầu:

Dùng que thăm dầu có kết cấu kích thước như hình vẽ để kiểm tra mức dầu.

Ø6 30

- Chiều dày: δb=1,8.6.71=766,8N=8mm

- Chiều dày vai: δb=1,8.6.71=766,8N1=8mm

- Chiều dày bích: δb=1,8.6.71=766,8N2=7mm