Đồ án chi tiết máy đề số 7: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN, Phương án số:22

ĐA chi tiết máy đề số7, THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG, THÙNG TRỘN Phương án số:22

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP HCM

KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC: CHI TIẾT MÁY

Sinh viên thực hiện:

Ngành đào tạo: KỸ THUẬT CHẾ TẠO

Giáo viên hướng dẫn:

Ngày hoàn thành: Ngày bảo vệ:

ĐỀ TÀI

Đề số 7: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN

Phương án số:22

Thời gian phục vụ, L(năm)=5

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

(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

Chế độ tải: T1 = T ; t1=34 giây; T2 =0.7T ; t2=34 giây

YÊU CẦU

01 thuyết minh, 01 bản vẽ lắp A0; 01 bản vẽ chi tiết

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

MỤC LỤC

Trang

MỤC LỤC 3

LỜI NÓI ĐẦU 5

PHẦN 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 6

1.1 Chọn động cơ 6

1.2 Phân bố tỷ số truyền 7

1.3 Bảng đặc trị 7

PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY 9

2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH ỐNG CON LĂN 9

2.1.1 Xác định thông số xích và bộ truyền 9

2.1.2 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền 10

2.1.3 Đường kính đĩa xích 10

2.1.4 Xác định lực tác dụng lên trục 11

2.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 12

2.2.1 Cấp chậm:bánh răng trụ răng nghiêng 12

2.2.1.1 Chọn vật liệu 12

2.2.1.2 Xác định hệ số tuổi thọ 13

2.2.1.3 Giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn 14

2.2.1.4 Ứng suất cho phép 14

2.2.1.5 Chọn hệ số 15

2.2.1.6 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 15

2.2.1.7 Modun răng, góc nghiêng răng, tỉ số truyền 15

2.2.1.8 Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng 16

2.2.1.9 Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền 16

2.2.1.10 Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng bánh răng 17

2.2.1.11 Chọn hệ số tải trọng động 17

2.2.1.12 Kiểm nghiệm độ bền 18

2.2.1.13 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng nghiêng 19

2.2.2.1 Chọn vật liệu 20

2.2.2.2 Xác định hệ số tuổi thọ 20

2.2.2.3 Giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn 21

2.2.2.4 Ứng suất cho phép 22

2.2.2.5 Chọn hệ số 22

2.2.2.6 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 23

2.2.2.7 Modun răng, góc nghiêng răng, tỉ số truyền 23

2.2.2.8 Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng 24

2.2.2.9 Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền 34

2.2.2.10 Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng bánh răng 24

2.2.2.11 Chọn hệ số tải trọng động 24

2.2.2.12 Kiểm nghiệm độ bền 25

2.2.2.13 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng nghiêng 26

2.3 THIẾT KẾ TRỤC – CHỌN THEN 27

2.3.1 Chọn vật liệu chế tạo các trục 27

2.3.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 27

2.3.3 Xác định lực tác dụng lên trục 27

2.3.4 Chọn then bằng và kiểm nghiệm then 36

2.3.5 Kiểm nghiệm trục 37

2.4 TÍNH TOÁN Ổ LĂN – NỐI TRỤC 39

2.4.1 Tính chọn ổ lăn 39

2.4.2 Tính chọn nối trục đàn hồi 46

PHẦN 3: CHỌN THÂN MÁY, BULONG VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ 47

1 Xác định kích thước của vỏ hộp 47

2 Các chi tiết liên quan đến kết cấu vỏ hộp 49

3 Các chi tiết phụ khác 51

4.Điều kiện bôi trơn 52

5 Dung sai và lắp ghép………53

TÀI LIỆU THAM KHẢO 58

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án Thiết kế là một môn học cơ bản đầu tiên của ngành cơ khí,môn học này khôngnhững giúp cho sinh viên có cái nhìn cụ thể, thực tế hơn với kiến thức đã được học, mà nócòn là cơ sở rất quan trọng cho các môn học chuyên ngành sẽ được học sau này Thông qua

Đồ án giúp sinh viên vận dụng kiến thức đã học ở các môn vào thiết kế chi tiết máy cụ thể,đồng thời giúp sinh viên ôn tập lại các kiến thức đã học ở các môn như Vẽ cơ khí, Chi tiếtmáy, …Từ các kiến thức bổ trợ ở từng môn này, sinh viên có thể tổng hợp và đưa ra phươngpháp giải các bài toán cơ khí cụ thể, biết cách sáng tạo và đổi mới

Do là lần đầu tiên làm quen với công việc tính toán, thiết kế chi tiết máy cùng với sự hiểubiết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo tài liệu và bài giảng của các môn học

có liên quan song bài làm của sinh viên không thể tránh được những thiếu sót Sinh viên kínhmong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các Thầy cô bộ môn giúp cho sinh viênngày càng tiến bộ

Cuối cùng sinh viên xin chân thành cảm ơn các Thầy cô bộ môn, đặc biệt là đã trực tiếphướng dẫn,chỉ bảo tận tình giúp sinh viên hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao

Đại học Bách Khoa, tháng 11 năm 2016

Sinh viên thực hiện

1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ:

1.1.1 Chọn hiêu suất của hệ thống:

 Hiệu suất truyền động:

     kn br1 br2 x ol4 0,99.0,98.0,98.0,95.0,994 0,8677

 Với:

kn0,99: hiệu suất nối trục đàn hồi

br10,98: hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1.

br2 0,98: hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 2.

x 0,95 : hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn

0,99

ol  : hiệu suất ổ lăn

1.1.2 Tính cơng suất cần thiết:

 Cơng suất tính tốn:

P

1.1.3 Xác định số vịng quay sơ bộ của động cơ:

 Số vịng quay trên trục cơng tác: n lv =40 (vịng/phút)

14 : tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp 8 40

2 : tỉ số truyền của bộ truyền xích 2 5

ñc ñc

1.2 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:

 Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động:

40

ñc ch

lv

n u

1420 480 14

480 138,29 14

PHẦN 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

2.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH:

2.1.1 Chọn loại xích:

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

 Vì số vòng quay thấp, tải trọng va đập nhẹ nên ta chọn loại xích ống con lăn

Trong đó: với z1=27, kz=25/27=0,926; với n01= 200 (vg/ph), kn=n01/n3=200/138,29=1,446

Theo công thức (5.4) và bảng 5.6 Tài liệu (*):

kbt=1,3: môi trường có bụi, chất lương bôi trơn II (đạt yêu cầu)

 Theo bảng 5.5 Tài liệu (*) với n01=200 (vng/ph), chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích

pc=25,4mm thỏa mãn điều kiện bền mòn:

Pt  [P] 11, 0 (  kw )

 Theo công thức (5.12) tài liệu (*) số mắt xích.

c

1 2 2 1 c

- Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:

F0=9,81.kf.q.a=9,81.4.2,6.1,1488=177,123N (Với kf=4 khi bộ truyền nằm ngang nghiêng 1 góc <400)

 Đường kính đĩa xích: Theo công thức (5.17) tài liệu (*) và bảng 14.4b:

 d1=p/sin(πa25,422π1016/z1)=25,4/sin(πa25,422π1016/27)=218,79mm ; d2=p/sin(πa25,422π1016/

z2)=25,4/sin(πa25,422π1016/77)=622,723mm.(Đường kính vòng chia)

 da1=p[0,5+cotg(πa25,422π1016/Z1)]=230,01mm;

da2=p[0,5+cotg(πa25,422π1016/Z2)]=634,91mm (Đường kính vòng đỉnh răng)

 df1=d1-2r=218,79-2.8,03=202,73mm và df2=d2-2r=622,723-2.8,03=606,663 (vớibán kính đáy r=0,5025d1+0,05=0,5025.15,88+0,05=8,03mm và d1=15,88mm bảng 5.2 sách (*))

 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18) tài liệu (*):

Ft=2018N : lực vòng

kr=0,396: hệ số ảnh hưởng số răng xích (Với z1=27)

Kđ=1,2: hệ số tải trọng động (Tải động, va đập nhẹ)

Fvđ1=13.10-7n1.p3.m=13.10-7.138,28.25,43.1=2,946 N: lực va đập trên m dãy xích.E=2E1E2/(E1+E2)= 2,1.105 Mpa

A=180mm2: diện tích của bản lề (bảng 5.12 sách (*))

A=262mm2: diện tích của bản lề (bảng 5.12 sách (*))

 Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:

F0=9,81.kf.q.a=9,81.4.2,6.1,257=187,43 N (Với kf=4 khi bộ truyền nằm ngang nghiêng 1 góc <400)

2.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG:

 Thông số kĩ thuật:

- Thời gian phục vụ: L=5 năm

- Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ, 300 ngày/ năm, 1 ca/ngày, 8 tiếng/ ca

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

 Tỷ số truyền : ubr1= 3,74

 Số vòng quay trục dẫn: n1=1420 (vòng/phút)

 Momen xoắn T trên trục dẫn: T1=22792,2 Nmm

- Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng) :

 Tỷ số truyền: ubr2= 3,74

 Số vòng quay trục dẫn: n2=480 (vòng/phút)

 Momen xoắn T trên trục dẫn: T2=65417,5 Nmm

2.2.1 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm:

2

25,75.10 6.88.1

HE HE

N

u

18,04.10 5,16.1

FE FE

Theo bảng 6.2 tài liệu (*) với thép 45, tôi cải thiện:

 Giới hạn mỏi tiếp xúc: 0Hlim 2HB70; S

 Ứng suất tiếp xúc cho phép :

- Tính toán sơ bộ : lim

s với s  H 1,1(Thép 45 tôi cải thiện) nên

530 481,821,1

HL

H HL

Với K FC 1 (do quay 1 chiều), s  F 1,75– tra bảng 6.2 tài liệu (*)

T2=5961,93 Nmm: momen xoắn trên trục bánh chủ động

ba 0,4tra bảng 6.6 tài liệu (*); bd 0,53ba(u2 1) 0,53.0,4 14( 1) 1

 K H 1,05

:trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng Với

bd  1 sơ đồ 4 tra bảng 6.7 tài liệu (*).

Với kết quả aw tính được ta chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn a w =100mm Trang 99

 Chọn sơ bộ góc nghiêng răng  100

 Theo (6.31) tài liệu (*) số răng bánh nhỏ:

 w

1

2 os 2.100 os(10)

27,69( 1) 1,5.( 14 1)

14100

n w

m u z a

2.2.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức (6.33) tài liệu (*) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

sin 2 b sin 2.20,08

H

tw Z

Với: b: góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

 Z: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:

- Hệ số trùng khớp dọc:

0

w.sin( ) w .sin( ) 100.0,4.sin(5,17 )

0,765.1,5

: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

- Theo (6.40) tài liệu (*), vận tốc vòng của bánh chủ động:

- Với v=1.15 (m/s) < 2,5 (m/s) theo bảng 6.13 tài liệu (*) dùng cấp chính xác 9 ta chọn

H m

M H H

Như vậy từ (1) và (2) ta có: H [H], cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.2.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

28

28cos cos 5,17

v

z z



106cos cos 11,56

v

z z



 Theo bảng 6.7 tài liệu (*),KF  1,11

; theo bảng 6.14 với v=3,14 (m/s) < 5 (m/s) và cấpchính xác 8, KF 1,27, theo (6.47) tài liệu (*) hệ số

: hệ số kể đến độ nghiêng của răng

 Với m=1.5 mm, YS=1,08 – 0,0695ln(1,5)=1,022; YR=1 (bánh răng phay); KxF=1

(da<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu (*):

2.2.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Với hệ số quá tải: Kqt=Tmax/T=1

 Theo (6.48) tài liệu (*) ứng suất tiếp quá tải:

25,75.10 6,88.1

HE HE

2

19.31.10 5,16.1

FE FE

 ỨNG SUẤT CHO PHÉP:

Theo bảng 6.2 tài liệu (*) với thép 45, tôi cải thiện:

 Giới hạn mỏi tiếp xúc: 0Hlim 2HB70; S

 Ứng suất tiếp xúc cho phép :

- Tính toán sơ bộ : lim

1

530 481,821,1

HL

H HL

H

K

MPa s

K

MPa s

-     1  2 536,36 481,82 509,09   

 Thỏa điều kiện [σ¿¿H ]≤1,25 [σ¿¿H ] min¿ ¿

 Ứng suất uốn cho phép :

Với K FC 1 (do quay 1 chiều), s  F 1,75– tra bảng 6.2 tài liệu (*)

Theo công thức (6.15a) tài liệu (*) ta có:

:trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng Sơ

đồ 5 tra bảng 6.7 tài liệu (*)

Với kết quả aw tính được ta chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn a w =100mm Trang 99

tài liệu (*)

 K H 1,04

:trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng Với

bd 0,3 tra bảng 6.7 tài liệu (*).

2.2.2.4 Xác định các thông số ăn khớp:

 Chọn sơ bộ góc nghiêng răng  100

 Theo (6.31) tài liệu (*) số răng bánh nhỏ:

 w

1

2 os 2.100 os(10)

27,7( 1) 1,5.( 14 1)

n w

m u z a

2.2.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức (6.33) tài liệu (*) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

sin 2 b sin 2.20,08

H

tw Z

Với: b: góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

 Z: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:

- Hệ số trùng khớp dọc:

0

w.sin( ) w .sin( ) 100.0,4.sin(5,17 )

0,765 1.1,5

: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

- Theo (6.40) tài liệu (*), vận tốc vòng của bánh chủ động:

- Với 2,5(m/s)<v = 3,1361 (m/s) < 5 (m/s) theo bảng 6.13 tài liệu (*) dùng cấp chính xác

9 ta chọn K H 1,09

- Theo ct (6.42) tài liệu (*), ta có:

Như vậy từ (1) và (2) ta có: H [H], cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.2.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

v

z z



80cos cos 5,17

v

z z



 Theo bảng 6.7 tài liệu (*),KF   1,1

ứng với bd 0,28 sơ đồ 5; theo bảng 6.14 với v=3,14 (m/s) < 5(m/s) và cấp chính xác 9, KF 1,27, theo (6.47) tài liệu (*) hệ số

: hệ số kể đến độ nghiêng của răng

 Với m=1.5 mm, YS=1,08 – 0,0695ln(1,5)=1; YR=1 (bánh răng phay); KxF=1

(da<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu (*):

2.2.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Với hệ số quá tải: Kqt=Tmax/T=1

 Theo (6.48) tài liệu (*) ứng suất tiếp quá tải:

2.3 THIẾT KẾ TRỤC - CHỌN THEN:

Thông số thiết kế: Moment xoắn trên các trục:

 i : số thứ tự 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

gối đỡ

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

Thép 45 có b 600MPa, ứng suất xoắn cho phép   15 30MPa

 Xác định sơ bộ đường kính trục thứ k : 3 0, 2 

k k

T d

Với ddc=32 tra Phục lục P1.7 trang 242 tài liệu (*)

Trục I : d125mm b; 1 17mm

Trục II : d2 30mm b; 2 19mm

Trục III: d2 45mm b; 2 25mm

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

 k1 10mm : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

 k2 8mm

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

 k3 10mm

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

 h n 15mm : chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông

Với l m13 (1,2 1,5) d1(30 37,5) 35(  mm) do chiều rộng bánh răng là

bw1=23,75mm: chiều dài mayo bánh răng trụ

 Phân tích phản lực tại các gối đỡ:

- Moment uốn quanh trục X do lực dọc trục Fa4 gây ra tại mặt cắt 31:

2.3.5 Chọn và kiểm nghiệm then:

 Dựa theo bảng 9.1a tài liệu (*), chọn kích thước then b h theo tiết diện lớn nhất của trục

 Chọn chiều dài l t của then theo tiêu chuẩn, nhỏ hơn chiều dài mayo l m   5 10mm

 Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt then bằng

o [s] hệ số an toàn cho phép Thông thường [s] = 1,5 … 2,5 (khi tăng độ cứng: [s] = 2,5

… 3, như vậy không cần kiểm nghiệm về độ cứng trục)

o s, s hệ số an toan toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp, ứng suất tiếp.

o  b 600MPa : giới hạn bền của vật liệu với thép 45 thường hóa

o K 1,75;K 1,5 : hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự tập trung ứng suất đến độ bền mỏi (bảng 10.8 tài liêu (**))

o    a, m, ,a m

: biên độ và giá trị trung bình của ứng suất.

o Do tất cả các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối

xứng m 0; a max M

W

    

với W là moment cản uốn, M là moment uốn tổng.

o Do trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động

0 là moment cản xoắn, T là moment xoắn

o    0,05;    0 : hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi của vật liệu – cacbon mềm (trang 359 tài liệu (**))

o  ,  : hệ số kích thước (bảng 10.3 tài liệu (**))

0,88

0,8

-21 3566,39 7775,63 10,6 4,21 18,03 0,88 0,81 0 0 0

F

C   theo bảng 11.4 ta chọn e  0,19

 Chọn hệ số X, Y:

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

Từ kết quả trên ta thấy rằng ổ B chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ B

Thời gian làm việc:

0,6 449,6 0,5 234,1 474,28

643,63643,63

Với ổ đỡ 1 dãy X0=0,6; Y0=0,5 Bảng 11.6 tài liệu (*)

Như vậy Q0 C0 7,02.10 ( )3 N nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh

 Số vòng quay tới hạn của ổ:

- Theo bảng 11.7 tài liệu (**) với ổ bi đỡ chặn bôi trơn bằng mỡ:   

- Chọn V=1 ứng với vòng trong quay.

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

680,712 189,5 491,212 177,375 189,5 366,875

F

e