THIẾT KẾ HGT ĐỒNG TRỤC 2 CẤP TRUYỀ ĐỘNG XÍCH

BÀI THAM KHẢO DÀNH CHO SINH VIÊN CƠ KHÍ

KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ

Cán bộ hướng dẫn 1:

(Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký)Cán bộ hướng dẫn 2:

(Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký)Cán bộ hướng dẫn 3:

(Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký)Cán bộ chấm nhận xét 1 :

(Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký)Cán bộ chấm nhận xét 2 :

(Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký)Cán bộ chấm nhận xét 3 :

(Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký)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.HCM

Ngày tháng năm

ĐỀ KHÔNG

IN>

LỜI CẢM ƠN

Không có sự thành công nào mà không gắn liền với những sự hỗ trợ, giúp đỡ

dù ít hay nhiều, dù trực tiếp hay gián tiếp của người khác Trong suốt thời gian

từ khi bắt đầu học tập ở giảng đường đại học đến nay, em đã nhận được rất nhiều sựquan tâm, giúp đỡ của quý Thầy Cô, gia đình và bạn bè

Với lòng biết ơn sâu sắc nhất, em xin gửi đến quý Thầy Cô ở Khoa CôngNghệ Cơ Khí – Trường Đại Học Công Nghiệp Thực Phẩm TP.HCM đã cùng với trithức và tâm huyết của mình để truyền đạt vốn kiến thức quý báu cho chúng emtrong suốt thời gian học tập tại trường Và đặc biệt, trong học kỳ này, Khoa đã tổchức cho chúng em được tiếp cận với môn học mà theo em là rất hữu ích đối vớisinh viên ngành Chế Tạo Máy chúng em Đó là môn học "Đồ Án Chi Tiết Máy”

Em xin chân thành cảm ơn thầy Phan Hoàng Phụng đã tận tâm hướng dẫn

em trong quá trình làm đồ án Nếu không có những lời hướng dẫn, dạy bảo của thầythì em nghĩ bài thu hoạch này của em rất khó có thể hoàn thiện được Một lần nữa,

em xin chân thành cảm ơn thầy

Đồ án được thực hiện trong khoảng thời gian gần 16 tuần Bước đầu đi vàothực tế, tìm hiểu về lĩnh vực cơ khí chế tạo, kiến thức của em còn hạn chế và cònnhiều bỡ ngỡ Do vậy, không tránh khỏi những thiếu sót là điều chắc chắn, emrất mong nhận được những ý kiến đóng góp quý báu của quý Thầy Cô và các bạnhọc cùng lớp để kiến thức của em trong lĩnh vực này được hoàn thiện hơn

Sinh viên thực hiện đồ án

Nhận xét của GVHD

Mục lục

CHƯƠNG 1 CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

IV

Hình 1.1 Sơ đồ động của hệ thống băng tải

1 Động cơ, 2 Hộp giảm tốc, 3 Bộ truyền xích

1.1 Xác định công suất động cơ

Theo công thức (2.8) [1], công suất trên trục động cơ điện được xác định như sau:

t ct

P P

P: cống suất tính toán trên trục máy công tác (kW)

η: hiệu suất truyền động

Tính hiệu suất: η được tính theo công thức:

2 3 2 3 0,99.0,95.0,96 0,99 0,85

η :hiệu suất một cặp ổ lăn: 0,99

Tính công suất tính toán:

t ct

P P

η

= = =

(kW)

1.1.1 Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ:

Tỉ số truyền toàn bộ ut của hệ thống dẫn động được tính theo công thức

ut= usbh usbx

Theo bảng 2.1 trang 21 [1], ta chọn các thông số như sau:

usbh: tỉ số truyền sơ bộ hộp giảm tốc; usbh= 13,74 (chọn từ 8 40)

usbx: tỉ số truyền sơ bộ xích; usbx = 2 (chọn từ 2 5)

13, 74.2 27, 48

t u

Số vòng quay của trục máy công tác (trục tang quay): nlv= 107 vg/ph

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

107.27, 48 2940,36

sb lv t

1.1.2 Chọn động cơ theo điều kiện:

Chọn động cơ thoả mản các điều kiện sau:

15,77 ( )2940,36 ( / )

Tra bảng P1.2 trang 235 [1], ta chọn động cơ: 4A180M2Y3

Động cơ có các thông số kỹ thuật sau:

 Pdc = 22 kW

 ndb = 2940 vg/ph (với tần số dòng điện tại Việt Nam: 50Hz)

 Hệ số công suất cosϕ =0,91

mm K

dn

T T

T = ≥ T =

1.2 Phân phối tỉ số truyền

Theo công thức 3.23 trang 48 [1], ta có công thức tính tỉ số truyền toàn bộ hệ:

2940

27, 48 107,00

dc t lv

n u n

Chọn sơ bộ ux= 3,3, tính uh:

27,38

13,742

t h x

u u u

t x

u u

lv

ol x

P P

η η

(kW)

3 2

20,73

21,82 0,99.0,96

ol br

P P

η η

(kW)

2 1

21,82

22,95 0,99.0,96

ol br

P P

dctt

kn

P P

dctt dc

dc

P T

2940,00

P T

792, 45

P T

213, 6

P T

107, 00

P T

CHƯƠNG 2 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH 2.1 Chọn loại xích:

Công suất trên đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích chính là công suất trên trục 3

P3=20,73 (kW)

Số vòng quay đĩa xích nhỏ n3 = 213,6 (vòng/phút)

Vì tải trọng trung bình, vận tốc thấp (dưới 15 m/s) nên dùng xích con lăn

2.2 Xác định các thông số của bước xích và bộ truyền:

Bảng 5.4, trang 80, [1], với , chọn số đĩa xích nhỏ , do đó số răng xích lớn

Công suất tính toán

: Điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích

: Môi trường không bụi, bôi trơn tốt (bảng 5.7, trang 81, [1])

: Tải trọng va đập

: Làm việc 3ca

, với

Chọn bộ truyền xích 4 dãy, với , suy ra công suất tính toán sẽ là

)Theo bảng 5.5, trang 81, [1] với và pd vừa tính ta có

bước xích thỏa mản điều kiện bền mòn

Khoảng cách trục

Theo công thức (5.12), trang 85, [1] số mắt xích

Lấy số mắt xích chẳn x = 102, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13),

trang 85, [1]

Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng

Số lần va đập của xích: theo công thức (5.14), trang 85, [1]

2.3 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền

Theo công thức (5.15), trang 85, [1]

Theo bảng (5.2), trang 78, [1] thì tải trọng phá hỏng Q = 170100,00 N và khối

lượng 1m xích là q = 7,5 kg

: ứng với tải trọng làm việc va đập nhẹ

Lực vòng

Lực căng do lực ly tâm

Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra

Trong đó khi bộ truyền nằm ngang nghiêng 1góc <, vì thế

Theo bảng (5.10), trang 86, [1] với và s >[s]=8,2 vậy bộ truyền xích đảm bảo

đủ bền

diện tích của bảng lề (Theo bảng (5.12), trang 87, [1])

Trong đó khi bộ truyền nằm ngang nghiêng 1góc <

Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Các thông số kĩ thuật

Tổng thời gian làm việc , làm việc 3ca

Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng)

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

thiết kế, ở đây chọn vật liệu 2 cặp bánh răng như nhau

 Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở

 Số chu kì làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi

Ta thấy nên chọn để tính toán

 Suy ra

Ứng suất cho phép

 Theo bảng 6.2, trang 94, [1] với thép C45 được tôi cải thiện ta có ()

Giới hạn mỏi tiếp xúc

Ứng suất uốn cho phép

 Tra bảng 6.2, trang 94, [1] ta có (do quay 1chiều); )

Ứng suất quá tải cho phép

3.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

 Công thức 6.33, trang 105, [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền

 Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh

 Với là góc profin răng và là góc ăn khớp

2os

t

d d d d

m c

Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang107, [1])

Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16,

trang107, [1])

 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ

 Bề rộng vành răng

 Với v = 3,52 (m/s) < 5 (m/s) thì , với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp

chính xác về mặt tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công với độ nhám là do đó ,

với vòng đỉnh răng là , , do đó theo công thức 6.1 và 6.1a, trang 91 và 93, [1]

 Như vậy => cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

 Điều kiện bền uốn

 Xác định số răng tương đương

 Theo bảng 6.7, trang 98, [1], , theo bảng 6.14, trang 107, [1] với v = 3,52m/s

và cấp chính xác 9,

 Áp dụng công thức 6.47, trang 109, [1]

 Với

Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang107, [1])

Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16,

 Áp dụng công thức 6.2 và 6.2a, trang 91 và 93, [1]

 Độ bền uốn tại chân răng

3.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

 Hệ số quá tải động cơ

 Áp dụng công thức 6.48, trang 110, [1] ứng suất tiếp quá tải

Góc profin răng (Tangential Pressure Angle) αt 20,9129 deg

Bánh răng:

Bánh răng 3 Bánh răng 4

Đường kính đỉnh răng (Outside Diameter) da 92,519 mm 319,481 mm

Đường kính vòng cơ sở (Base Circle

Lực tiếp tuyến (Tangential

σFlim 730,0 MPa 730,0 MPa

Hệ số phân bố tải trọng trên chiều rộng vành răng

Hệ số phân bố tải trọng trên các đôi răng đồng thời ăn khớp

3.2 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh

3.2.1 Chọn vật liệu

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

thiết kế, ở đây chọn vật liệu 2cặp bánh răng như nhau

 Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở

 Số chu kì làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi

Ta thấy nên chọn để tính toán

 Suy ra

Ứng suất cho phép

 Theo bảng 6.2, trang 94, [1] với thép C45 được tôi cải thiện ta có ()

Giới hạn mỏi tiếp xúc

Bánh chủ động

Bánh bị động

Giới hạn mỏi uốn

Bánh chủ động

Bánh bị động

Ứng suất tiếp cho phép

 Tính toán sơ bộ

Ứng suất uốn cho phép

 Tra bảng 6.2, trang 94, [1] ta có (do quay 1chiều); )

Ứng suất quá tải cho phép

 Chọn sơ bộ góc nghiêng răng

 Công thức 6.31, trang 103, [1] số bánh răng nhỏ

 Số bánh răng lớn

 Do đó tỷ số truyền thực

 Góc nghiêng răng

3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

 Công thức 6.33, trang 105, [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền

Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

 Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh

 Với là góc profin răng và là góc ăn khớp

2os

t

d d d d

m c

Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16,

trang107, [1])

 Bề rộng vành răng

 Với v = 13,07 (m/s) > 5 (m/s) thì , với cấp chính xác động học là 7, chọn cấp chính xác về mặt tiếp xúc là 6, khi đó cần gia công với độ nhám là do đó ,

với vòng đỉnh răng là , , do đó theo công thức 6.1 và 6.1a, trang 91 và 93, [1]

 Như vậy => cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

3.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

 Điều kiện bền uốn

 Xác định số răng tương đương

 Theo bảng 6.7, trang 98, [1], , theo bảng 6.14, trang 107, [1] với v = 13,07

m/s và cấp chính xác 7,

 Áp dụng công thức 6.47, trang 109, [1]

 Với

Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang107, [1])

Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16,

 Với , , , (

 Áp dụng công thức 6.2 và 6.2a, trang 91 và 93, [1]

 Độ bền uốn tại chân răng

3.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Góc profin răng

Góc ăn khớp

Giá trị tính bằng Inventor:

Các thông số chung:

Bánh răng:

Bánh răng 1 Bánh răng 2

Đường kính đỉnh răng (Outside Diameter) da 92,519 mm 319,481 mm

Đường kính vòng cơ sở (Base Circle

Bánh răng 1 Bánh răng 2

Lực tiếp tuyến (Tangential

Hệ số phân bố tải trọng trên chiều rộng vành răng

Hệ số phân bố tải trọng trên các đôi răng đồng thời ăn khớp

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN CÁC CHI TIẾT MÁY

 Qui ước các kí hiệu:

k : số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i : STT của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

i = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ

i = 2 s : với s là số chi tiết quay

: khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k 1 kl

: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k ki l

: chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục mki l

: khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gốiđỡ

: chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k

4.1.1 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục:

 Thép C45 có , ứng suất xoắn cho phép

 Xác định sơ bộ đường kính trục thứ k :

 Tra bảng 10.2, trang 189, [1] ta chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn theo tiêu chuẩn :

(Tra bảng 1.7, trang 243, [1] ta chọn )

 Vì trục I nối với động cơ qua khớp nối nên đường kính sơ bộ của trục 1 là

Trục I:

Trục II:

Trục III:

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

: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng

cách giữa các chi tiết quay

: khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

: chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông

 Chiều dài mayơ bánh xích

 Chiều dài mayơ bánh răng:

do chiều rộng bánh răng

 Chiều dài mayơ nữa khớp nối:

4.1.2.1 Trục I:

4.1.2.2 Trục III:

4.1.2.3 Trục II:

4.1.3 Lực bánh răng tác dụng lên trục (công thức 10.1, trang 184, [1])

4.1.4 Lực tác dụng lên khớp nối

Momen tính toán (tra bảng 16.1, trang 58, [2] với xích tải k = 2), với

Tra bảng 16.10a, trang 69, [2] ta có

Momen xoắn cho phép: [T] = 250 Nm

 Xác định moment tương đương tại các tiết diện

 Đường kính tại các tiết diện:

Chọn ứng suất cho phép theo bảng 10.5 trang 195, [1] ứng với đường kính sơ bộ

d1 = 40 (mm), ta có [б] = 56,50 (MPa)

 Chọn đường kính tiêu chuẩn:

d10 = 40 (mm) ; ;

Hình 4.2 Biểu đồ nội lực trục I

Kết quả thiết kế trục 1 trên Inventor:

-0 N

0,000 N 704,440 N 180,00 deg

2 90,5mm -0,000 N

1755,94

-0 N

1755,94

0 N

270,00 deg

-N m

180,00 deg

mm

0,000 N

358,640 N

358,640 N

90,00 deg

-328,547 N

578,425 N

Phản lực mặt phẳng Oxz:

Biểu đồ mômen uốn Mx:

Biểu đồ mômen uốn My:

x 21

x 20

1765,37 N 1238,32 N 4350,30 N 85,18 N

ly ly l l

F F F F

 Xác định moment tương đương tại các tiết diện

 Chọn đường kính tiêu chuẩn:

0,000 N 704,440

N

180,00 deg

3 96,5

mm

88,444

6 308,

5

mm

2295,25

-0 N

0,000 N 2295,25

0 N

180,00 deg

Biểu đồ mômen uốn My:

3095, 713095,71

 Xác định moment tương đương tại các tiết diện

 Chọn đường kính tiêu chuẩn:

Hình 4.4 Biểu đồ nội lực trục III

Kết quả thiết kế trục 3 trên Inventor:

Khối lượng Mass 9,560 kg

Biểu đồ mômen uốn My:

4.1.6 Tính kiểm nghiệm độ bền mỏi của then

 Với các tiết diện trục dung mối ghép then , ta tiến hành kiểm nghiệm mối

[τc] = 60 ÷90 (MPa) Trang 174, [1]

Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo yêu cầu về độ bền dập và độ bền cắt

Bảng 4.1 : Các thông số của then bằng

4.1.7 Tính kiểm nghiệm độ bền trục

Kiểm nghiệm trục về độ bền mõi:

 Với thép C45 tôi cải thiện [б] = 850 (MPa)

→б-1 = (0,4÷0,5).850 = 370 (MPa)

τ-1 = (0,22÷0,25)б-1 = 200 (MPa)

 Theo bảng 10.7 trang 197[1] ψσ = 0,1 , ψτ = 0,05

Các trục của HGT đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó

 Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do

 Không dùng các phương pháp tăng bề mặt nên Ky = 1

Ta dùng dao phay ngón để gia công rãnh then nên từ bảng 10.12 trang 199, [1]

Ta có: Kσ = 2,01, Kτ = 1,88

Độ bền tĩnh

 Để đề phòng trục bị biến dạng dẻo do ứng suất dẻo quá lớn hoặc gãy khi bị

quá tải đột ngột, ta cần phải kiệm nghiệm trục theo điều kiện bền tĩnh

 Công thức thực nghiệm có dạng

Lắp căng

Rãnh then

Lắp căng

10,00 40,0

2,46 2,51 - 30,5

4 -

2,58 2,57 17,07 53,8

1

16,2 7

2,55 2,57 3,54 13,6

3 3,42

31,00 70,0

2,74 2,68 5,82 11,6

0 5,20

32,00 65,0

2,67 2,05 3,98 12,8

5 3,80

Ứng suất dập cho phép của vòng cao su [σ]d = 2 ÷ 4Mpa

Ứng suất cho phép của chốt [σ]u = 80 MPa

Mômen xoắn truyền qua nối trục T = 75315,40 (Nmm)

Bảng 4.3 Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi

→ thỏa điều kiện bền

→ thỏa điều kiện bền

 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

Do α = 120 và Fa/Fr = (0,35 ÷ 0,7) nên ta chọn ổ bi đỡ chặn, cỡ nhẹ hẹp

Tra bảng P2.12 trang 263, [1] ta có bảng sau

Bảng 4.4 Kích thước cơ bàn của ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ hẹp

 Hệ số e (theo bảng 11.4, trang 216, [1])

 Hệ số X, Y (chọn V =1 ứng với vòng trong quay)

Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm gây ra

Vì nên ổ đảm bảo khả năng tải động

 Kiểm tra tãi tĩnh

Với ổ đỡ chặn α = 120 ta chọn X0 = 0,5 , Y0 = 0,47

 Như vậy nên ổ đảm bảo đủ điều kiện bền tĩnh

THIẾT KẾ TRONG INVENTOR

Kí hiệu ổ lăn DIN 628 - T1 (7209B - 45 x 85 x 19)

Tuổi thọ ổ lăn:

281-1990)

Hệ số tuổi thọ phụ thuộc các thuộc tính

Hệ số tuổi thọ phụ thuộc độ tin cậy a1 1,00 ul

 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

 ;



Do α = 120 và Fa/Fr = (0,069 ÷ 0,25) nên ta chọn ổ bi đỡ chặn, cỡ trung hẹp

Tra bảng P2.12 trang 264, [1] ta có bảng sau

Bảng 4.5 Kích thước cơ bàn của ổ bi đỡ chặn cỡ nặng hẹp

 Hệ số e (theo bảng 11.4, trang 216, [1]

 Hệ số X, Y (chọn V =1 ứng với vòng trong quay)

Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm gây ra