ĐỒ án môn học CHI TIẾT máy TÍNH TOÁN THIẾT kế bộ TRUYỀN ĐAI hộp GIẢM tốc PHÂN đôi cấp NHANH, f= 14500n, v=0,48

Đề tài của sinh viên được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải, gồm có hộp giảm tốc hai cấp loại phân đôi cấp nhanh và bộ truyền đai thang.. Hệ thống được dẫn động bằng động cơ điện thô

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI GVHD:HOÀNG XUÂN KHOA

KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Sinh viên: NGUYỄN VĂN HIỆP

Lớp: Công nghệ kỹ thuật cơ khí 5 _khóa 5

Mã sinh viên: 054101037

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án chi tiết máy là môn học cơ bản của ngành cơ khí, môn học này cho sinh viên có cái nhìn cụ thể, thực tế hơn về kiến thức đã học và môn học cũng là cơ

sở rất quan trọng cho các môn học chuyên ngành sau này

Đề tài của sinh viên được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải, gồm có hộp giảm tốc hai cấp loại phân đôi cấp nhanh và bộ truyền đai thang Hệ thống được dẫn động bằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai thang , hộp giảm tốc

và khớp nối truyền động tới băng tải

Trong quá trình tính toán thiết kế đồ án chi tiết máy sinh viên đã dùng và tra cứucác tài liệu sau:

Tập 1 và tập 2 tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí

của PGS.TS.TRỊNHCHẤT-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 cùng với sự hiểu biết còn hạn chế nên dù đã cố gắng kham khảo tài liệu và bài giảng môm học nhưng bài làm của sinh viên không thể tránh những sai sót Mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các thầy cô để sinh viên ngày càng tiến bộ

Cuối cùng sinh viên xin cảm ơn thầy HOÀNG XUÂN KHOA đã trực tiếp

hướng dẫn chỉ bảo sinh viên giúp sinh viên có thể hoàn thành tố nhiệm vụ được giao

HÀ NỘI, ngày 12 tháng 04 năm 2012 Sinh viên: NGUYỄN VĂN HIỆP

 Pct : Công suất cần thiết

 Hiệu suất một cặp bánh răng br = 0,96

 Hiệu suất một cặp ổ lăn ol = 0,99

 Hiệu suất một cặp ổ trượt ot = 0,99

 Hiệu suất nối trục đàn hồi k = 1

 Hiệu suất bộ truyền đai đ = 0,95

  =0,994.0,962.1.0,95 =0,841

Do đó Pct= 6,96.0,58330,841 = 4,827 (kw)

2 Chọn động cơ.

Ta có T mm

T1 = 1,68

Ta chọn động cơ 4A và kiểu động cơ 4A132M4Y3

Theo bảng P1.3 trang 237 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1

918767,88 3513160,65

II TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI THANG.

Theo tiêu chuẩn chọn d2 =560 (mm)

- Khoảng cách trục giữa hai bánh đai :

Theo bảng 4.14 trang 63 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1

Ta chọn a/d2= 0,95  a =532 ( mm)

- Chiều dài đai:

Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép

- Góc ôm α1 trên bánh đai nhỏ:

α1=180−57 ¿ ¿

Điều kiện được thỏa

 [P0]: Công suất cho phép.

Theo bảng 4.19 trang 62 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập

1 bằng phương pháp nội suy ta chọn P0 = 3,534

 Hệ số kể đến ảnh hưởng góc ôm đai:

Cα = 1- 0,025.(180- α1) = 1- 0,0025.(180 – 144,133) = 0,91

 Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai:

L L

0 =25002240 = 1,1161 Theo bảng 4.16 trang 61 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập

1

bằng phương pháp nội suy ta chọn Cl = 1,02

 Cu : Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền

Theo bảng 4.17 trang 61 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1

1 ta chọn Cz = 0,95

 Z = 3,534.0,91.1,02 1,14 0,958,193.1,1 = 2,558Chọn số đai là: 3

- Chiều rộng bánh đai:

Theo bảng 4.21 trang 63 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1

ta chọn t =19 và e =12,5, h0 = 4,2

b= (Z-1)t+2e=(3-1).19+2.12,5 = 63( mm)

- Đường kính ngoài bánh đai:

 F0 : Lực căng tác dụng lên một đai

 Fv : Lực căng li tâm sinh ra

Fv= qm.V2

 Theo bảng 4.22 trang 64 chọn qm= 0,178

Fv =0,178.10,682 =20,3 (N)

F0 = 10,68.0,91.5780.11.1,1 + 20,3 = 214,52 (N)

Góc ôm α1 trên bánh đai nhỏ α1=144,113° Độ

Đường kính ngoài bánh đai da = 148,4 mm

Lực căng ban đầu F0=214,52 NLực tác dụng lên trục Fr= 2040,97 N

Giới han bền σb1 = 850 (MPa)

Giới hạn chảy σch1 = 580 (MPa)

 Bánh răng lớn: Thép 45 thường hoá đạt độ rắn HB 170…217.

Chọn độ cứng HB = 215

Giới han bền σb2 = 600 (MPa)

Giới hạn chảy σch2 = 340 (MPa)

 KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

 KH : Hệ số tuổi thọ xét đến thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền

Do tính toán sơ bộ nên ta chọn ZR.Zv.KxH = 1

 [σ H] =σ0

Hlim K HL

S H

 σ0Hlim là ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở

 SH là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

 Theo bảng 6.2 trang 69 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1

Ta có σ0

Hlim = 2.HB +70 SH = 1,1 Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 =240 ; độ rắn bánh răng lớn HB2 = 210

Tương tự ta có NHE1 ¿ NHO1  KHL1

Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép

 [σH]1 = 5501,1.1= 500 (MPa)

 [σH]2 = 5001,1.1= 454,5(MPa)Với phân đôi cấp nhanh

 KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1

 YR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

 YS: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

 KxF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

3 Tính toán cấp nhanh bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

a Xác định thông số cơ bản của bộ truyền.

 Công thức xác định sơ bộ khoảng cách trục a ω của bộ truyền răng trụ thẳng như sau

- KH  : Hệ số tính đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng bánh răng khi tính về tiếp xúc :

Ta có

ψ bd= 0,5.ψ ba.(u1+1) = 0,5.0,3.(5,891+1) = 1,034 Tra bảng 6.7 trang 98 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 và bằng phương pháp nội suy ta chọn KH  = 1,1625

Thay số vào công thức ta có

a ω=43.(5,891+1).3

√477,2576468,8.1,16252 5,891.0,3 = 179,105 (mm)Vậy ta chọn sơ bộ a = 180 (mm)

- Tính lại khoảng cách trục aw = 2 cosββ m z = 2.0,7672.138 = 179,92 (mm)

c kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

 Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc

 Góc β b: Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

tanβ b= cosα t.tanβ

Ta chọn α=20 α tw=α t= arctan(tanα cosββ) = arctan(tan 200,767) = 25,387

 tanβ b= cos(25,387).tan(39,94) = 0,756

 β b= 37,106

Thay số vào ta có

ZH =√2 cosββ b

sin 2 α tw =√2 cos ⁡(37,106) sin ⁡(2.25,387) =1,435

- ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp

Theo bảng 6.5 trang 96 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập

- Tính ZR: Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám R a= 2,5…1,25m, ⇒ ZR = 0,95

- Tính ZV: Với V = 1,326 (m/s) < 5 (m/s), ZV =1

- KxH : Với da < 700 (mm), KxH = 1

Ta thấyσ H< ¿ [σ H] thỏa mãn giữ nguyên kết quả Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện về tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

 Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng tính theo công thức

- Y β: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

 zv2 ¿ Z1

cos 3β ¿ 118

0,7663 = 262,54

 Tra bảng 6.18 trang 109 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động

cơ khí tập 1 bằng phương pháp nội suy ta được:

YF1 = 3,675 YF2 = 3,60

- KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn

δF: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

Tra bảng 6.15 trang 107 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động

cơ khí tập1 ta được:

δF = 0,006

 ϑ F = 0,006.73.1,326 √179,925,9 = 3,21Thay số vào ta có:

KFv = 1+2.76468,8 1,06 1,373,21.53,976 52,15 = 1,04

 KF = KFβ KFα KFv = 1,3425.1,37.1,04 =1,887

Vậy σF1=2.T K F Y ε Y β Y F 1

b w d w 1. m

Dễ dàng thấy σF2 ¿[σ F 2] và σ F 1 ¿[σ F 1] nên thỏa mãn điều kiện uốn

e Kiểm nghiệm răng về quá tải.

- Hệ số quá tải Kqt = T max

T = 1,68

- σHmax = σH √K qt= 440,5.√1,68 = 570,9 < [σH]max = 952 (MPa)

- σF1max = σF1 Kqt =77,587.1,68 = 130,35 < [σF1]max = 464 (MPa)

- σF2max = σF2 Kqt =76 1,68 = 127,68 < [σF2]max = 360 (MPa)

 Thỏa mãn điều kiện về quá tải

f Kết luận : Các thông số và kích thước bộ truyền

4 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

a Xác định thông số cơ bản của bộ truyền.

 Công thức xác định sơ bộ khoảng cách trục a ω của bộ truyền răng trụ thẳng như sau

- Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm cặp bánh răng: Theo bảng 6.5 trang 96 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 ta có ka = 49,5

Thay số vào công thức ta có

a ω= 49,5.(4,317+1).3

√477,25918767,88 1,022 4,317 0,3 = 386,9 (mm)Vậy ta chọn sơ bộ a = 387 (mm)

c kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

 Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc

 Góc β b: Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

Do là bánh răng trụ răng thẳng nên β = 00

tanβ b= cosα t.tanβ

Ta chọn α=20  α t= arctan(tanα cosββ) = arctan(tan 201 ) = 200

- ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp

Theo bảng 6.5 trang 96 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập

ta dùng cấp chính xác 9

- KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

KH = KHβ KHα KHv

 Theo bảng 6.14 trang 107 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 với cấp chính xác 9 ta có KHα=1,13

 Ta có: KHv= 1+ ϑ H b w d w1

2.T ' K H β K Hα

ϑ H= δH.g0.V.√a w

u = 0,006.82.0,63 √4,31387 = 2,94Theo bảng 6.15 trang 107 và bảng 6.16 trang 107 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 ta có lần lượtδH= 0,006 và g0=82

- Tính ZV: Với V = 0,63 (m/s) < 5 (m/s), ZV =1

- KxH : Với da < 700 (mm), KxH = 1

Ta thấyσ H< ¿ [σ H] thỏa mãn giữ nguyên kết quả Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện về tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

 Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng tính theo công thức

σ F 1 = 2.T

'

K F Y ε Y β Y F 1

b w d w 1 m ≤ [σ F 1]

- Y β: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng.

 Tra bảng 6.18 trang 109 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động

cơ khí tập 1 bằng phương pháp nội suy ta được:

v < 5 (m/s) ta có

KFα = 1,37

 KFv: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:

δF: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.

Tra bảng 6.15 trang 107 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động

cơ khí tập1 ta được:

δF = 0,016

 ϑ F = 0,016.82.0,63 √4,31387= 7,83Thay số vào ta có:

Dễ dàng thấy σF2 ¿[σ F 2] và σ F 1 ¿[σ F 1] nên thỏa mãn điều kiện uốn

e Kiểm nghiệm răng về quá tải.

- Hệ số quá tải Kqt = T max

T = 1,68

- σHmax = σH √K qt=377,1.√1,68 = 488.8< [σH]max = 952 (MPa)

- σF1max = σF1 Kqt =85,87.1,68 = 144,26 < [σF1]max = 464 (MPa)

- σF2max = σF2 Kqt = 90 1,68 = 151,2 < [σF2]max = 360 (MPa)

 Thỏa mãn điều kiện về quá tải

f Kết luận : Các thông số và kích thước bộ truyền

1 Chọn và tính toán các thông số ban đầu của trục.

a Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa có

Độ cứng HB = 200

Giới hạn bền σ b = 850 (MPa)

Giới hạn chảy σ ch = 340 (MPa)

Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15…30 (MPa) chọn [τ] = 20 (MPa)

Do lắp bánh đai lên đầu vào của trục I nên không cần quan tâm đến đường kính trục động cơ điện

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

- Theo bảng 10.2 trang 189 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí

Chọn lm22 = lm24 = 85 ( mm) , lm23 = 105 (cho phù hợp với bề rộng bánh răng)

- Chiều dài mayơ bánh răng và nửa khớp nối trên trục III:

- Theo bảng 10.3 trang 189 (sách tính toán… tập 1) ta có các khoảng cách sau:

 Kho ng cách t m t mút c a chi ti t quay đ n thành trong c a ảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của ừ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của ặt mút của chi tiết quay đến thành trong của ủa chi tiết quay đến thành trong của ết quay đến thành trong của ết quay đến thành trong của ủa chi tiết quay đến thành trong của

 Kho ng cách gi a các chi ti t quay, ch n kảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của ữa các chi tiết quay, chọn k ết quay đến thành trong của ọn k 4 = 10

 Chi u cao n p cà đ u bulông, ch n hều cao nắp ổ cà đầu bulông, chọn h ắp ổ, chọn k ổ đến thành trong của hộp, chọn k ầu bulông, chọn h ọn k n = 16

- Xác định chiều dài giữa các ổ và sơ đồ khoảng cách trục II:

Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến bánh răng trụ thứ nhất:

l22 = 0,5.(lm22 + b02) + k1 + k2 = 0,5.(85 + 35)+10+12= 82 (mm).Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến bánh răng trụ thứ hai:

l23 = l22 + 0,5.(lm22 + lm23) + k1 = 82 + 0,5.(85 + 95) + 10 =187 (mm).Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến bánh răng trụ thứ ba:

l24 = 2.l23 - l22 = 2.182 - 82 = 292 (mm)

Khoảng cách giữa hai gối đỡ 0 và 3:

l21 = 2.l23 = 2.182= 374 (mm)

 –1443,2 64 + 3630,3 82 + 3630,3 292 = Fy1.374

Nên Fy11 = 3383,3(N), Fy01 = 2434 (N)

Ta có biểu đồ mômen trục I

Ft4 Fa3

Fx02

Ft3

Fa4

Fr4 Fx12 Fr32

Fr5

o x

z y Ft5

997825,2

1639671,7 997825,2

888497,1

459384

459384 My

Fy0 + Fy1 = Fr6 = 4781,2 (N)

∑m0x = 0

 Fr6.l32 = Fy1.l31

 4781,2.187 = Fy1.374Nên Fy1 = 2390,6 (N )

Fy0 = 2390,6(N)

Ta có biểu đồ mômen trục III

Fy13 Fx03

447042,2

359541,16 My

b Tính chính xác đường kính các đoạn trục.

- Trục I :

 Tại tiết diện 2 (ổ O )

 Tại tiết diện 3 (bánh răng 1)

 Tại tiết diện 4 (bánh răng 2)

 Tại tiết diện 5(ổ lăn 1)

 Tại tiết diện 3( bánh răng 5)

M3 = 1646460,1(N.mm)

Mtd3 = 1693843,6(N.mm)

d3 =3

√ M td 3

0,1.[σ] = 3

√1693843,60,1.55 = 67,53 (mm)Theo tiêu chuẩn chọn d3 = 70 (mm)

 Tại tiết diện 4 (bánh răng 4)

Do tính chất đối xứng của chỗ lắp bánh răng 3 và 4 nên ta chọn

d4 = 60 (mm)

 Tại tiết diện 1 và 5 (ổ lăn O và ổ lăn 1)

Do mômen uốn và xoắn bằng 0 nên ta chọn d1 = d5 = 45 (mm) cho phù hợp với chỗ lắp bánh răng 3 và 4

 Tại tiết diện 1 và 3 (ổ lăn 1 và ổ lăn O)

 Tại tiết diện 4 (khớp nối)

4 Kiểm nghiệm trục

 Vật liệu trục

 Với thép 45 tôi cải thiện có σ b=850( MPa)

 Giới hạn mỏi uốn và giới hạn mỏi xoắn được xác định gần đúng theocông thức :

σ−1=0,436 σb=0, 436 850=370,6( MPa)

τ−1=0,58 σ−1=0 ,58.370 ,6=214 ,94( MPa)

 Điều kiện kiểm tra độ bền mỏi của trục

Sj=  Sσj Sτj

√ Sσj2+ S2τj≥ [ S ]

 [S] : Hệ số an toàn cho phép, thường thì [ S ] =1,5 2,5

 S σj: Hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất pháp

Theo bảng 10.7 trang 197 (sách tính toán … tập 1) ta được ψ σ=0,1 và

ψ τ=0,05 dựa vào kết cấu trục và biểu đồ mômen ta có các tiết diện cầnđược kiểm tra

Trục 1: Tiết diện lắp bánh đai :1-2

Tiết diện lắp bánh răng nghiêng: 1-3 ; 1-4

Trục 2: Tiết diện lắp bánh răng nghiêng : 2-2 ; 2-4

Tiết diện lắp bánh răng trụ : 2-3

Trục 3: Tiết diện lắp bánh răng trụ : 3-2

Tiết diện lắp khớp nối : 3-3

Chọn lắp ghép :các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng trên trục 2 vàtrục 3, bánh đai và nối trục theo k6 kết hợp lắp then

- Kích thước của then tra bảng 9.1 trang 173 (sách tính toán … tập 1) trị số

của mômen cản uốn W và mômen cản xoắn được xác định theo công thứcsau:

(mm 3)

W0(mm 3)

- Các trục của hộp giảm tốc đều quay và ứng suất theo chu kỳ đối xứng do

đó ứng suất trung bình σ m=0 , biên độ ứng suất uốn σ a được tính theo

công thức:

σoj= Mj

Wkj

Với : Mj = √ M2xj+ M2yj

- Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch

động do đó ứng suất xoắn trung bình được xác định theo công thúc:

τmj= τaj= τi max k

2 Woj

Xác định các hệ số Kσ dj và kτ dj tại các tiết diện nguy hiểm

Các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầuđạt Ra=2,5…0,63 μmm , do đó theo bảng 10.8 sách tính toán hệ thống dẫnđộng cơ khí tập 1 hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Kx=1,1

Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ số tăng bền Ky=1Theo bảng 10.12 trang 199 sách tính toán hệ thống dẫn động cơ khí tập 1khi dùng dao phay ngón hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vậtliệu có σ b=850( MPa) dùng nội suy ta được:

Kσ=2,05; Kτ=1,95

Theo bảng 10.10 trang 198 sách tính toán hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 tra được hệ số kích thước ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giớihạn mỏi εσ,ετ tại tiết diện nắp then và ta được bảng

Từ đó ta xác định được tỉ số Kσ/ εσ và Kτ/ ετ tại rãnh then trên các

tiết diện này, theo bảng 10.11trang 198 sách tính toán hệ thống dẫn động

cơ khí tập 1 với σ b=850( MPa) đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm tra được tỉ số Kσ/ εσ và K τ/ε τ do lắp căng tại các tiết diện này,

trên cơ sở đó dùng giá trị lớn hơn trong 2 giá trị của tỉ số Kσ/ εσ và