Đồ án Chi tiết máy Công trình được hoàn thành tại trường Đại học Công nghiệp Thực phẩm TP.HCM

Xác định tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống : .... + ut: tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống dẫn động... Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng cônCác thông số của bộ truyền:... + KxH: Hệ số

CÔNG TRÌNH ĐƯỢC HOÀN THÀNH TẠI

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM

Thực tập tốt nghiệp được bảo vệ tại :

HỘI ĐỒNG CHẤM BẢO VỆ THỰC TẬP TỐT NGHIỆP TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP HỒ CHÍ MINH

Ngày tháng năm

LỜI NÓI ĐẦU

Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi

và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đã học

trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết cơ bản như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể

bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ hình chiếu với công cụ AutoCad, Inventor điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí.

Em xin chân thành cảm ơn thầy Phan Hoàng Phụng, các thầy cô các và các bạn

trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.

Với kiến thức còn hạn hẹp ,do đó thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn.

Sinh viên thực hiện

Nguyễn Minh Hùng

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

MỤC LỤC CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ

TRUYỀN 5

1.1 Chọn động cơ : 5

1.2 Xác định tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống : 8

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 12

2.1 Tính toán thiết kế bộ truyền đai : 12

2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn : 17

2.3 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng : 34

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ TRỤC 48

3.1 Chọn vật liệu : 48

3.2 Tính thiết kế trục I : 49

3.3 Tính thiết kế trục II : 61

3.4 Tính thiết kế trục III : 73

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN Ổ LĂN VÀ THEN 83

4.1 Tính toán ổ lăn cho trục I 83

4.2 Tính toán ổ lăn cho trục II 87

4.3 Tính toán ổ lăn cho trục III 91

4.4 Tính toán then : 95

4.5 Lắp ghép và dung sai : 97

CHƯƠNG 5: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 100

5.1 Các kích thước cơ bản của bộ hộp giảm tốc 100

5.2 Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp : 106

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ

TRUYỀN

1.1 Chọn động cơ

Số liệu thiết kế

 Công suất trên trục công tác P = 23,5 kW

 Số vòng quay trên trục công tác n = 123 (vg/ph)

 Thời gian phục vụ L = 16000 giờ

1.1.1 Công suất trên trục động cơ

Công suất trên động cơ điện được xác định theo công thức 2.8 trang 19 [1]:

= ɳ Trong đó:

+ là công suất cần thiết trên trục động cơ.

+ là công suất tính toán trên trục máy công tác.

+ ɳ là hiệu suất truyền động.

Vì tải trọng thay đổi theo bậc nên:

Theo như sơ đồ phân bố tải trong ta có (công thức 2.12 trang 20 [1]):

= ( ) / = 23,5 (1.0,1 + 0,8 0,4 + 0,6 0,5).

(0,1 + 0,4 + 0,5) = 17,2

1.1.2 Hiệu suất chung

Dựa vào công thức 2.9 trang 19 [1], ta có:

ɳ = ɳđ ɳ ɳ ɳ ɳ Với (bảng 2.3 trang 19 [1]):

+ ɳđ = 0,95 Hiệu suất bộ truyền đai.

+ ɳ = 0,95 Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn.

+ɳ = 0,96 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

+ ɳ = 0,99 Hiệu suất của một cặp ổ lăn.

+ ɳ ≈ 0,99 Hiệu suất khớp nối.

 ɳ = 0,95.0,95.0,96 0,99 0,99 = 0,83

= 17,2 0,83 = 20,7 Chọn tỉ số truyền sơ bộ (công thức 2.15,bảng 2.4 trang 21 [1]):

ut= uđ.uh=3.10 = 30 Trong đó: + uh: tỉ số truyền hộp giảm tốc côn - trụ 2 cấp.

+ uđ: tỉ số truyền bộ truyền đai thang.

1.1.3 Số vòng quay của động cơ

nsb =nlv.ut=123.30 =3690 (vòng /phút) Trong đó: + nsb: số vòng quay sơ bộ.

+ nlv: số vòng quay trên trục công tác.

+ ut: tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống dẫn động.

Động cơ được chọn phải thõa mãn (công thức 2.19 trang 22 [1]):

Đồng thời có moment mở máy thỏa mãn điều kiện (công thức 2.19 trang 22 [1]):

P P

1.2 Xác định tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống

Theo công thức 3.23 trang 48, ta có công thức:

= = 2943 123 = 23,9 Với : + nđc: Số vòng quay của động cơ đã chọn.

+ nđc: Số vòng quay của trục công tác.

1.2.1 Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền

Theo công thức 3.24 trang 49:

= Với : + uh: Tỉ số truyền trong HGT.

+ ung: Tỉ số truyền ngoài HGT.

Theo tiêu chuẩn trang 49, ta có:

ung= uđai= 3,15

= = = 23,9 3,15 = 7, Với: + u1: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn.

+ u2: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ.

Ta phân phối tỉ số truyền theo điều kiện bôi trơn ngâm dầu:

 

   01

02 2

1

25 , 2

K K K

K

be be

 

687 , 15 1 , 1 786 11

786 11 3 , 0 3 0 1

1 , 1 25 , 2

= = 7,6 2,5 = 3,04

1.2.3 Tính số vòng quay của các trục

Gọi nI, nII,nIII lần lượt là số vòng quay của các trục I, II, III.

Số vòng quay của trục động cơ:

1.2.4 Tính toán công suất trên các trục

Gọi PI, PII, PIII lần lượt là công suất trên các trục I, II, III.

Ta có công suất làm việc:

Plv= 23,5 kW Công suất trên trục III:

= ɳ = 23,5 0,99 = 23,7 Công suất trên trục II:

= ɳ ɳ = 0,99.0,95 = 25,2 23,7 Công suất trên trục I:

= ɳ ɳ = 0,99.0,96 = 26,5 25,2 Công suất thực tế của động cơ:

= ɳ

đ ɳ = , ,, = 28,2

1.2.5 Tính mômen xoắn của các trục

Gọi Tdc, TI, TII, TIII lần lượt là mômen xoắn trên các trục động cơ, I, II, III.

Mômen xoắn trên trục động cơ:

= 9,55.10 = 9,55.10 28,2 2943 = 91508,7 Mômen xoắn trên trục I:

= 9,55.10 = 9,55.10 26,5 934,3 = 270871,2 Mômen xoắn trên trục II:

= 9,55.10 = 9,55.10 25,2 373,7 = 643992,5 Mômen xoắn trên trục III:

= 9,55.10 = 9,55.10 23,7 123 = 1840122

1.2.6 Lập bảng kết qủa

Bảng 1.1 Thông số của hộp giảm tốc

TrụcThông số

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

2.1 Tính toán thiết kế bộ truyền đai

2.1.1 Chọn loại đai và tiết diện đai

Ta có các thông số:

+ P = 30 kW

+ n = 2943 vòng/phút

+ u = 3,15

Hình 2.1 Chọn tiết diện đai hình thang

Theo hình 3,ta chọn đai thang loại Ƃ Theo bảng 4.13 trang 59 [1] cho đai loại

Giả sử ta chọn hệ số trược đai:  = 0,01

Theo công thức 4.2 trang 53 [1], ta có:

d2= u.d1(1- ) = 3,15.180.0,99 = 561,3mmTheo tiêu chuẩn bảng 4.21 trang 63 [1] ta chọn: d2= 560 mm

Khi u = 3,15 Theo bảng 4.14 trang 60 [1], ta có thể chọn sơ bộ a = 560.

Chiều dài tính toán của đai

Theo công thức 4.4 trang 53 [1], ta có:

Theo công thức 4.7 trang 54 [1], ta có:

P K z



Trong đó:

+ Công suất trên bánh chủ động: P = 28,2kW

+ [Po]: công suất cho phép, tra bảng 4.20 trang 62 [1]:

+ Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai, chọn sơ bộ: Cz= 1

+ Hệ số tải động Kđ, tra bảng trang 55[1], ta chọn Kđ= 1,7

Do đó:

≥[P0] . Kđ =

28,2.1,711,03.0,89.1,04.1,14.1= 4,1Vậy ta chọn: z = 4

2.1.3 Lực căng đai ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng đai ban đầu:

Theo công thức 4.19 trang 63 [1], ta có:

Theo công thức 4.21 trang 63 [1], ta có:

= 2 sin = 2.150,2.4 sin = 1146 N

2.1.4 Thông số của bộ truyền đai

Bảng 2.1 Thông số của bộ truyền đai

2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn

Các thông số của bộ truyền:

+ KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng.

+ SH: Hệ số an toàn khi tiếp xúc

+  H0lim: Ứng suất tiếp xúc ứng với chu kỳ cơ sở

HB S

HE

N K

N

Trong đó:

+ mH= 6: Bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc (vì HB < 350)+ NHO(chu kỳ): Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.+ NHE( chu kỳ): Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Thiết kế sơ bộ lấy: ZR.Zv.KxH = 1 [1] trang 92.

Vậy ứng suất tiếp xúc của 2 bánh răng:

 

 

0 lim1 1

0 lim 2 2

630

572, 71,1

5505001,1

H H

H

H H

H

MPa S

MPa S

Ứng suất tiếp xúc cho phép là [σH] = 500MPa.

Ứng suất tiếp xúc khi quá tải

Theo công thức 6.13[1] trang 94, ta có:

H m ch

H m ch

MPa MPa



Trong đó:

+ YR: Hệ số 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.+ SF:Hệ số an toàn khi uốn

+ KFC= 1 khi tải đặt một phía ( bộ truyền quay một chiều )

+  F0lim: Ứng suất uốn ứng với số chu kỳ cơ sở

+ KFL: Hệ số xét đến chế độ tải trọng của bộ truyền

Tính  F0lim:

Theo bảng 6.2 trang 94 – Tài liệu 1,ta chọn:

0 lim 1,8

1, 75

F F

HB S



Ta có:

N K

N

Trong đó:

+ mF= 6 bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn( vì HB <350 ).+ Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn , đối với tất cảcác loại thép 6

Vậy ứng suất uốn cho phép của 2 bánh răng:

 

 

0 lim1 1

0 lim 2 2

504288

1, 75432247

1, 75

F F

F

F F

F

MPa S

MPa S

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải

Theo công thức 6.14[1] trang 96, ta có:

F m ch

F m ch

MPa MPa

2.2.3 Xác định các thông số của bộ truyền

2.2.3.1 Chiều dài côn ngoài

Theo công thức 6.52a [1] trang 112, ta có:

Với răng côn thẳng bằng thép Kd=100MPa1/3

+ KHβ: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng theo chiều vành răng.+ Kbe= (0,25…0,3): Hệ số chiều rộng vành răng chọn Kbe=0,3

vì tỉ số truyền u1= 2,5 < 3 Theo bảng 6.21[1] trang 113, ta có:

1 0, 3.2, 5

+ u1= 2,5: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn.

+ TI= 270871,2 Nmm: Mômen xoắn trên bánh chủ động

+ [σH] = 500MPa: Ứng suất tiếp xúc cho phép

Vậy:

= 50 2,5 + 1 (1 − 0,3) 0,3.2,5 500 = 205270871,2.1,13

2.2.3.2 Đường kính chia ngoài của bánh chủ động

Theo công thức 6.52b[1] trang 112, ta có:

= (1 − ).. [ ] = 100.

270871,2.1,13(1 − 0,3) 0,3.2,5 500 =

2.2.3.3.2 Đường kính trung bình và môđun trung bình

Đường kính trung bình

Theo công thức 6.54[1] trang 114, ta có:

dm1= (1 - 0,5Kbe)de1

= (1 - 0,5.0,3).133 = 113 mmVậy lấy : dm1= 113 mm

Mô đun trung bình

Theo công thức 6.55[1] trang 114, ta có:

2.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.58[1] trang 115, ta có:

2 1 2

+ ZM: Hệ số xét đến cơ tính vật liệu của bánh răng Theo bảng 6.5

trang 96, ta được : ZM= 274MPa1/3

+ KHβ= 1,13

+ KHα: Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp Trabảng 6.14[1] trang 107, KHα= 1,05

+ KHv: Hệ số xét đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp.

Tính KHv:

Theo công thức 6.41[1] trang 107:

1

.1

2

H m Hv

I H H

v b d K

2.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức 6.65 và 6.66[1] trang 116, ta có:

.[ ]

+ KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn Theo công thức 6.67[1] trang 117:

++ KFv: Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

2

F m Fv

I F F

v b d K

Do đó:

= 1,25.1,16.1,46 = 2,1Vậy:

F

F

MPa MPa

2.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải:

ax

2, 2

m qt

dn

T K

T

Vì vậy ta cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại vàứng suất uốn cực đại:

2.2.6.1 Ứng suất tiếp xúc cực đại

Theo công thức 6.48[1] trang 110:

=500.√2,2 = 741,6 MPa

Ta đã có:

2 max

[ ] 1624[ ]=1260MPa

Vậy răng đảm bảo độ bền khi quá tải

2.2.6.2 Ứng suất uốn cực đại

Theo công thức 6.49[1] trang 110:

2.2.7 Các thông số và kích thước hình học của bộ truyền

Bảng 2.2 Thông số của bộ truyền bánh răng côn

dm2= 272mm

12 Chiều cao

răng ngoài

he= 2hte.mte+ c(c = 0,2.mte;

hfe= he– hae hfe1= 4mm

hfe2= 6mm

2.3 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Các thông số của bộ truyền:

+ PII= 25,2kW+ nII= 373,7 vòng/phút+ TII= 643992,5 Nmm+ u2= 3,04



Trong đó:

+ ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm

+ Zv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

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

+ SH: Hệ số an toàn khi tiếp xúc

+  H0lim: Ứng suất tiếp xúc ứng với chu kỳ cơ sở.

HB S

HE

N K

N

Trong đó:

+ mH= 6 bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc( vì HB < 350 )

+ NHO(giờ): Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

+ NHE(giờ): Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Tính NHO:

Theo công thức 6.5[1] trang 93, ta có :

Thiết kế sơ bộ lấy : ZR.Zv.KxH = 1 [1] trang 92.

Vậy ứng suất tiếp xúc của 2 bánh răng:

 

 

0 lim3 3

0 lim 4 4

630

572, 71,1

5505001,1

H H

H

H H

H

MPa S

MPa S

Ứng suất tiếp xúc cho phép là [σH]:

Theo điều kiện 6.12[1] trang 95, ta có:

Ứng suất tiếp xúc khi quá tải:

Theo công thức 6.13[1] trang 94, ta có:

H m ch

H m ch

MPa MPa



Trong đó:

+ YR: Hệ số 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.+ SF:Hệ số an toàn khi uốn

+ KFC= 1 khi tải đặt một phía ( bộ truyền quay một chiều )

+  F0lim: Ứng suất uốn ứng với số chu kỳ cơ sở

+ KFL: Hệ số xét đến chế độ tải trọng của bộ truyền

Tính  F0lim:

Theo bảng 6.2 trang 94 – Tài liệu 1,ta chọn:

0 lim 1,8

1, 75

F F

HB S

FE

N K

N

Trong đó:

+ mF= 6 bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn.( vì HB <350 )

+ N FO:Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn , đối vớitất cả các loại thép, 6

Ta thấy: >

Ta lấy: N FE N FO ,do đó KFL= 1

Thiết kế sơ bộ YR.Ys.KxF = 1[1] trang 92

Vậy ứng suất uốn cho phép của 2 bánh răng:

 

 

0 lim 3 3

0 lim 4 4

504288

1, 75432247

1, 75

F F

F

F F

F

MPa S

MPa S

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải

Theo công thức 6.14[1] trang 96, ta có:

F m ch

F m ch

MPa MPa

[ ]

II H a

+ TII: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, TII = 643992,5 Nmm.+ [ = 536,4 MPa: Ứng suất tiếp xúc cho phép H]

+ u2= 3,04: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răngnghiêng

+ Tra bảng 6.6[1] trang 97, ta chọn = 0,3 Từ công thức 6.16, ta có: ba

z4= u2.z3= 3,04.40 = 121,6 răngChọn : z4= 122 răng

Hệ số dịch chỉnh:

Với z3= 35 > 30 nên ta không dung hệ số dịch chỉnh [1] trang 100

2.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.33[1] trang 105:

1 1[1,88 3, 2( )] os14 1, 78

w1 2

KH= KHβ.KHα.KHvVới :

++ KHβ: Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trênchiều vành răng Tra bảng 6.7 [1] trang 98,chọn : KHβ=1,03

++ KHv: Hệ số xét đến tải trọng xuất hiện trong vùng ănkhớp

Tính K Hv :

Theo công thức 6.41[1] trang 107:

1

.1

2

H w w Hv

II H H

v b d K

 KHα: Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôirăng ăn khớp, theo bảng 6.14[1] trang107 ta có: KHα= 1,13

Vậy thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc

2.3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức 6.43 và 6.44[1] trang 108,ta có:

.[ ]

z z

Y Y



+KF: hệ số tải trọng khi tính về uốn Theo công thức 6.45[1] trang 109:

++ KFv: Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ănkhớp

Tính K Fv :

Theo công thức 6.46[1] trang 109:

.1

2

F w Fv

II F F

v b d K

F F

MPa MPa

Vậy điều kiện độ bền mỏi uốn đã được đảm bảo

2.3.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải:

ax

2, 2

m qt dn

T K T

 

Vì vậy ta cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại vàứng suất uốn cực đại.

2.3.6.1 Ứng suất tiếp xúc cực đại

Theo công thức 6.48[1] trang 110:

H H







Ta thấy:  Hmax [ H m3 ax] và [ H m4 ax]

Vậy răng đảm bảo độ bền khi quá tải

2.3.6.2 Ứng suất uốn cực đại

Theo công thức 6.49[1] trang 110:  Fmax  F.K qt  [ Fmax ]

Suy ra:

130.2, 2 286 126, 5.2, 2 278, 3

2.3.7 Các thông số và kích thước của bộ truyền

Bảng 2.3 Thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

m z z a

3.2 Tính thiết kế trục I

3.2.1 Tải trọng tác dụng lên trục

Mômen xoắn: TI= 270871,2 Nmm

Lực tác dụng lên trục của bánh đai: Fr= 1146N

Lực tác dụng lên trục được tính theo công thức 10.3[1] trang 184, ta có:

Lực vòng:

1 1

2 2.270871, 2

4970,1 109

I t m

T d



Với :

+ [τ] = 15…30 MPa: ứng suất xoắn cho phép đối với vật liệu thép.+ Tk= TI= 270871,2Nmm

3 1