Đồ Án Thiết Kế Máy Đại Học Bách Khoa TP.HCM (Kèm Bản Vẽ Autocad Full)

LỜI NÓI ĐẦUTính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy.. Thông qua đồ án môn

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP.HCM

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

KHOA KỸ THUẬT GIAO THÔNG

-ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH SVTH: PHẠM ĐÀM ANH TUẤN MSSV: G0903121

LỚP: GT09OTO2

TPHCM, THÁNG 5 NĂM 2012

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 2

PHẦN I:CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 5

I.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN: 5

1 Xác định công suất động cơ: 5

2 Chọn động cơ: 5

I.2 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP ĐỒNG TRỤC: 6

1 Tỷ số truyền 6

2 Công suất , moment và số vòng quay trên các trục: 6

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY 8

A/ TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH 8

B/ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ BÁNH RĂNG CỦA HỘP GIẢM TỐC 12

B.1CHỌN VẬT LIỆU VÀ TÍNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP: 12

B.2TÍNH TOÁN CẤP CHẬM BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG 15

B.3 TÍNH TOÁN CẤP NHANH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG 21

B.4 KIỂM NGHIỆM ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN NGÂM DẦU 28

C/ SƠ ĐỒ LỰC TÁC DỤNG VÀ GIÁ TRỊ 29

D/ TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ 3 TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC 32

C.IChọn vật liệu : 32

C.II Tính thiết kế trục : 33

E/TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC ĐÀN HỒI 46

TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN 46

CHỌN VÀ KIỂM TRA NỐI TRỤC ĐÀN HỒI 52

F/THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC 53

THIẾT KẾ VỎ HỘP 53

CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC 54

PHẦN III:CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP 56

PHẦN IV: TÀI LIỆU THAM KHẢO 57

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ

sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy

Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiếnthức đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khảnăng làm việc , thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy , chọn cấp chínhxác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới

về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác Do đó khithiết kế đồ án chi tiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính toánthiết kế hệ dẫn động cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy từng bước giúpsinh viên làm quen với công việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình

Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động thùng trộn gồm có hộp giảm tốc bánhrăng trụ hai cấp đồng trục và bộ truyền xích Hệ được dẫn động bằng động cơ điệnthông qua khớp nối, hộp giảm tốc và bộ truyền xích để truyền động đến thùng trộn

Đề số 4:THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN

Phương án :7

Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm: 1- động cơ điện 3 pha không đồng bộ;

2-nối trục đàn hồi; 3- hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục; 4- bộ truyềnxích ống con lăn; 5- thùng trộn

Số liệu thiết kế:

Công suất trên trục thùng trộn, P=9,5 (kw)

Số vòng quay trên trục thùng trộn, n=42(v/p)

Thời gian phục vụ, L=6 năm

Quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ

(1 năm làm việc 250 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

Nội dung thuyết minh:

1 Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động.

2 Tính toán thiết kế các chi tiết máy:

a Tính toán các bộ truyền hở (đai hoặc xích)

b Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít)

c Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực

d Tính toán thiết kế trục và then

PHẦN I:CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN:

1 Xác định công suất động cơ:

Vì tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có công suất động cơ:

n

2 i

i=1 max max.

i i=1

Hiệu suất của một cặp bánh răng trụ răng nghiêng brn 0,96

Dựa vào bảng 2.4 trang 21 [I] :

Chọn tỷ số truyền bộ truyền xích u  , chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc x 3 u  h 11

tỉ số truyền chung :u  t 3.11 33

Số vòng quay trục công tác : n = 42 vòng/phút

Số vòng quay sơ bộ của động cơ :n  sb 42.33 1386 (vòng/phút)

Động cơ được chọn phải có công suất Pđc và số vòng quay đồng bộ thỏa điều kiện :

t x h

u u u

423,16

P

n P

n P

n P

PHẦN II:TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

Điều kiện làm việc

- Quay một chiều , làm viêc 2 ca

- Tải va đập nhẹ , bôi trơn nhỏ giọt

- Trục đĩa xích điều chỉnh được

Kr =1,2 Hệ số tải trọng động ứng với tải va đập nhẹ

Ka =1 Hệ số ảnh hưởng khỏang cách trục với a=(30 50)pc

K0 =1 Hệ số ảnh hưởng bố trí bộ truyền ứng với bộ truyền nằm

ngang

Kdc =1 Hệ số ảnh hưởng khả năng điều chỉnh lực căng xích

Kb =1 Hệ số điều kiện bôi trơn , bôi trơn nhỏ giọt

Klv =1,12 Hệ số làm việc ứng với làm việc 2 ca

Nên K = Kr Ka Ko Kdc Kb Klv =1,344

Ta có hệ số vòng quay

01 1

200 1,5 133

n

n K n

z

K Z

Hệ số xét đến dãy xích ứng với xích một dãy : Kx = 2,5

4) Công suất tính toán :

1,344.1,5.1,09.10,1

8,9( ) 2,5

n z t

Theo bảng 5.5 trang 81 [ I ] ứng với công suất cho phép [P] > Pt

Số vòng quay thực nghiệm n01= 200 (v/p) nên bước xích pc= 25,4(mm)

5) Kiểm tra số vòng quay tới hạn: ứng với bước xích pc=25,4mm

Tra từ bảng 5.8 trang 83 [I] ta có ntới hạn = 800(v/p) > nbộ truyền = 133 (v/p)

Ta thấy bước xích vừa chọn trên thỏa mãn

6) Kiểm nghiệm bước xích theo công thức 5.26 trang 183 [III]

3

1 1

.600

[ ]

c

x

P K p

o Chiều dài xích :(theo công thức 5.8 trang 175 [III])

Theo công thức 5.14 và bảng 5.9 trang 85 [I], ta có :

( thỏa điều kiện )

Theo công thức 5.15 trang 85 [I] , ta có :

o Q= 170,1kN – tải trọng phá hủy cho phép của xích

( tra bảng 5.2 trang 78 [I] )

o Ft= 7769,23 N - lực trên nhánh căng , k  d 1

o Fv= qm v2= 7,5.1,32 = 12,7(N)

( tra bảng 5.2 trang 78 [I] )

F0 = Kf a qm g = 6.1,0256.7,5.9,81= 452,8 (N)

(Theo công thức 5.16 trang 85 [I] )

o [s] = 8,2 – hệ số an tòan cho phép (tra bảng 5.10 trang 86 [I])

B/ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ BÁNH RĂNG CỦA HỘP GIẢM TỐC

Số liệu thiết kế :

Điều kiện làm việc

- Quay một chiều , làm viêc 2 ca

- 1 năm làm việc 250 ngày,1 ca làm việc 8 giờ

- Tải va đập nhẹ Tính tóan thiết kế :

B.1CHỌN VẬT LIỆU VÀ TÍNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP:

1) Chọn vật liệu :

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế

,theo bảng 6.1 trang 92 [I], ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:

Bánh nhỏ

Thép 45 tôi cải thiện Độ rắn HBI = 241÷285

Bánh lớn

Thép 45X tôi cải thiện Độ rắn HBII = 192÷240

Phân tỉ số truyền Uh =11 ,ta được u1=u2=3,32

3) Số chu kỳ làm việc cơ sở :

Theo công 6.5 trang 93 [I],ta có :

4) Số chu kỳ làm việc tương đương :

Theo công thức 6.7 trang 93 [I], ta có :

2 max

60 ( ) H

m i

Vì N HE1 >N HO1 nênK HL1 = 1

N HE2 >N HO2 nênK HL2 = 1

5) Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định sơ bộ:

Theo công thức 6.1a trang 93 [I] ,ta có :

  olim HL

H

K S

 

Tra bảng 6.2 trang 94 [I], ta có: SH1=1.1 SH2=1.1

1[ ] 570 518, 2( )

1,11





o Với cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng:

Theo công thức 6.12 trang95 [I] , ta có

 [H] 1, 25[  H] min (thỏa điều kiện)

o Với cấp chậm sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng (tương tự như trên)

 Thỏa điều kiện

6) Ứng suất uốn cho phép:

Theo công thức 6.8 trang 93 [I] , ta có :

max

F

m i

Và N FO = 4.106 (đối với tất cả các loại thép)

NênN FE1 > N FO suy ra K FL1 = 1

N FE2 > N FO suy ra K FL2 = 1

Bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1

Theo công thức 6.2a trang 93 [I] , ta có :

2161,75

F

F

MPa MPa





Theo công thức 6.13 trang 95 [I] và công thức 6.14 trang 96 [I] , ứng suất

quá tải cho phép:

 

 

 

2 max

1 max 1

2 max 2

2,8 2,8.450 12600,8 0,8.580 4640,8 0,8.450 360

MPa MPa MPa

Tra bảng 6.6 trang 97 [I], ta được Ψba = 0,32

Theo công thức 6.16 trang 97 [I] ta có :

Ψbd = 0,53 Ψba.(u+1) = 0,53.0,32.(3,32+1) = 0,92

Tra bảng 6.5 trang 96 [I] với bánh răng nghiêng ta được Ka = 43

Tra bảng 6.7 trang 98 [I] ta được KHβ = 1,11

m = (0,01÷0,02).aw = 2,5÷5 (mm)Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế ta chọn m = 3 (mm)

Đối với bánh răng nghiêng 200≥ β≥80

 3

2

n w

m z u a

m Z a

123 3,32 37

m

Z u Z

5) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức 6.33 trang 105 [I] , ta có:

Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:

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

Theo bảng 6.5 trang 96 [I] với vật liệu thép – thép ta có : ZM = 274 (MPa)1/3

ZH - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Theo công thức 6.34 trang 105 [I] ta có :  

2.cos sin 2

b H

tw





Ở đây :tgb cos t tg (công thức 6.35 trang 105 [I])

Với αt : góc profin răng

αtw : góc ăn khớp

Theo TCVN1065 – 71,α = 200(từ bảng 6.11 trang 104 [I] )

0

0 0

2.cos15,3

1, 7sin(2.20,8 )

H

Zε - hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng Chọn ψba= 0,4từ bảng 6.6 trang 97 [I]

Chiều rộng vành răng :(theo công thức trang 108 [I])

bw =aw.ψba = 250.0,32 = 80 (mm)

Hệ số trùng khớp dọc:(theo công thức 6.37 trang 105 [I] )

0.sin 80.sin(16,3 )

3

w

b m

KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

Theo công thức 6.39 trang 106 [I] , ta có : K H K H.K H.K Hv

Trong đó :

KHβ - hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng răng

Từ bảng 6.7 trang 98 [I] , ta có KHβ = 1,11

Theo công thức 6.40 trang 106 [I],ta có vận tốc vòng 4

.6.10

Từ bảng 6.13 trang 106 [I] với v<4 ta chọn cấp chính xác là 9.

Từ bảng 6.14 trang 107 [I] ta chọn trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp:KHα = 1,13 và KFα = 1,37

KHV- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Theo công thức 6.41 trang 107 [I] , ta có :

3

1

δH =0,002 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

go = 73 : hệ số kể đến ảnh hưỏng sai lệch bước răng



2500,002.73.0,8 1,01

Ta thấy σH< [σH ]=481,85 nên thoả điều kiện tiếp xúc

6) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Theo công thức 6.43 trang 108 [I] :

123

139,1cos os (16,3 )

v

v

Z Z

c Z Z

42139

v v

Z Z



Từ bảng 6.18 trang 109 [I] ta có:

Đối với bánh dẫn: YF3 = 3,7Đối với bánh bị dẫn: YF4 = 3,6

Từ bảng 6.7 trang 98 [I] (sơ đồ 4): KFβ = 1,23

F4 F4

Vậy bánh răng thoả điều kiện về độ bền uốn

7) Các thông số hình học của bộ truyền:

384,5cos cos16,3

12536,3 115,7

t w

B.3 TÍNH TOÁN CẤP NHANH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ

RĂNG NGHIÊNG 1) Số liệu :

(Không chọn m < 1,5 ÷2 nếu không khi quá tải răng sẽ bị gãy)

123 3,32 37

m

Z u

5) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức 6.33 trang 105 [I] , ta có:

Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:

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

Theo bảng 6.5 trang 96 [I] với vật liệu thép – thép ta có : ZM = 274 (MPa)1/3

ZH - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Theo công thức 6.34 trang 105 [I] ta có :  

2.cos sin 2

b H

tw





Ở đây :tgb cos t tg (công thức 6.35 trang 105 [I])

Với αt : góc profin răng

αtw : góc ăn khớp

Theo TCVN1065 – 71 , α = 200(từ bảng 6.11 trang 104 [I] )

0

0 0

2.cos15,3

1, 7sin(2.20,8 )

H

Zε - hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng

2, 2

w

b m

KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

Theo công thức 6.39 trang 106 [I] , ta có : K H K H.K H.K Hv

Trong đó :

KHβ - hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng răng

Theo công thức 6.16 trang 97 [I] ta có :

Ψbd = 0,53 Ψba.(u+1) = 0,53.0,3.(3,32+1) = 0,7

Từ bảng 6.7 trang 98 [I] , ta có KHβ = 1,05

Theo công thức 6.40 trang 106 [I],ta có vận tốc vòng

1 4

.6.10

Từ bảng 6.13 trang 106 [I] với v< 15 ta chọn cấp chính xác là 8.

Từ bảng 6.14 trang 107 [I] ta chọn trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp: KHα = 1,13 và KFα = 1,37

KHV- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.

Theo công thức 6.41 trang 107 [I] , ta có :

1

1

δH =0,002 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

go = 56 : hệ số kể đến ảnh hưỏng sai lệch bước răng



2500,002.56.8,8 8,6

Vì H <H nên bánh răng thiết kế thoả điều kiện tiếp xúc

6) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Theo công thức 6.43 trang 108 [I] : 1

Với

0 1

250 0,006.56.8,8 25,7( / )

123

139,1cos cos 16,3

V

V

Z Z

Z Z

42139

V V

Z Z



Từ bảng 6.18 trang 109 [I] ta có:

Đối với bánh dẫn: YF1 = 3,7Đối với bánh bị dẫn: YF2 = 3,6

Vậy các bánh răng thoả điều kiện về độ bền uốn

7) Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Theo công thức 6.48 trang 110 [I], ta có :

 Hmax H Kqt H max

Trong đó :

Theo công thức 6.33 trang 105 [I] , ta có:

Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:

 Hmax 203, 6 2, 2 302(MPa) Hmax (thỏa)

Theo 6.49 trang 110 [I] , ta có :

 Fmax F K qt F max

MPa Y

MPa MPa

384,5cos cos16,3

B.4 KIỂM NGHIỆM ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN NGÂM DẦU

Việc bôi trơn hộp giảm tốc phải đảm bảo những điều kiện sau:

 Mức dầu thấp nhất ngập ( 0,7 ÷ 2) chiều cao răng h2 (

 a2 f22

d dh

2





)của bánh răng 2 ( nhưng ít nhất là 10mm)

 Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất h max – h min  10 15mm 

 Mức dầu cao nhất không đựơc ngập quá 1/3 bán kính bánh răng (

a4d

2 2.73129

1264,1( )

115, 7

t w

0 0

cos

20,8

cos16,3

t r

2 2.725226

12536, 3( )

115, 7

t w

(xem phần nối trục đàn hồi C.I.2)

 Lực do bộ truyền xích gây nên :

D/ TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ 3 TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC

TÍNH VÀ CHỌN THEN TRÊN 3 TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC

C.IChọn vật liệu :

1/Chọn vật liệu trục và ứng suất cho phép [ ].

Chi tiết thiết kế thuộc hộp giảm tốc không có yêu cầu đặc biệt chịu tải trọngtrung bình nên tachọn vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện có độ rắnHB=200

+Giới hạn bền: σb = 600Mpa

+Giới hạn chảy: σc = 450Mpa

Trị số của ứng suất cho phép tương ứng với σb = 600MPa là [σ] = 63MPa

( tra bảng 10.5 trang 195 [I])

Ứng suất uốn cho phép:

[ ] = 20 ÷ 25 Mpa đối với trục đầu vào và đầu ra.

[ ] = 10 ÷ 15 Mpa đối với trục trung gian.

2/Xác định nối trục vòng đàn hồi:

Để truyền momen từ động cơ vào hộp giảm tốc ta chọn nối trục vòng đàn hồi

vì nó có nhiều ưu điểm : cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tincậy Nối trục vòng đàn hồi có thể làm việc bình thường khi độ lệch tâm r từ0,2 – 0,6 mm, độ lệch góc đến 10 Do trong quá trình lắp ghép không thể đảmbảo độ đồng tâm nên gây tải trọng phụ F nt 0  , 1 0 , 3F t, với Ft – lực vòng tácdụng lên vòng đàn hồi

Kích thước của nối trục vòng đàn hồi tra theo bảng 16 – 10 [II] ta được:Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt: D0 = 90 mm

Lực vòng tác dụng lên vòng đàn hồi:

1 0

1625,1( ) 90

Hệ số chế độ làm việc k = 1,5(tra bảng 14.1 trang 465 [III] )

Ứng suất dập cho phép của vật liệu ống cao su [d] = 2 3MPa

Ưng suất uốn cho phép của chốt F 60 80 MPa

Kiểm nghiệm điều kiện bền dập giữa chốt và vòng cao su( trang 70 [II] )

Độ lớn của Fnt: F nt 0  , 1 0 , 3F t = 0,1.1625,1=162,51 ( N )

C.II Tính thiết kế trục :

1) Tính sơ bộ trục :

Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức moment xoắn :

( Công thức 10.9 trang 188 [I])

3

0, 2.[ ]

T d

2) Xác định khoảng cách các gối đỡ và các điểm đặt lực:

Ta tính dựa vào hình 10.9 trang 193 [I] và bảng 10.4 trang 191 [I].

 Trục 1:

Ứng với d1= 30mm ta chọn chiều rộng ổ lăn b01= 19 mm

( theo bảng 10.2 trang 189 [I])

lm12 _ chiều dài mayo của nối trục vòng đàn hồi

 Trục 2:

Ứng với d2= 45mm ta chọn chiều rộng ổ lăn b02= 25 mm

( theo bảng 10.2 trang 189 [I])

Từ bảng 10.4 trang 191 [I] , ta có:

l22=0,5.( lm22 + b02) + k1 + k2 =0,5.(63+ 25) + 12 + 10= 66(mm)Trong đó : lm22 _ chiều dài mayo của bánh răng trụ

lm33 _ chiều dài mayo đĩa xích

lm33=(1,2…1,5)d =1,5.55=82,5 (mm)

3) Tải trọng tác dụng lên trục :

Trục 1:

Tính phản lực tại các gối tựa:

1 13 1 11

500, 3.54 21381, 36

448,1( ) 108

1264,1.54 232,16.72, 5

787, 9( ) 108

63331, 6

21, 6( )

td A

65530

21, 83( )

td B

80042, 06

23, 3

td C