DO AN NGUYEN LY CHI TIET MAY ĐỀ 4 NGÀNH CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên lý Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí..., và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với 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 AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí. MỤC LỤC I.CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 3 1. Chọn động cơ điện 3 2.Phân phối tỉ số truyền 4 II.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 6 1.Chọn loại xích 6 2.Xác định các thông số của xích và bộ truyền 7 3.Kiểm nghiệm xích về độ bền 8 4.Các thông số đĩa xích 9 5.Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của xích 9 6.Lực tác dụng lên trục 10 III.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG .............................10 1.Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng 11 2.Xác định ứng suất cho phép 11 3.Tính toán cấp nhanh(răng nghiêng) 12 4.Tính toán cấp chậm(răng thẳng) 17 5.Kiểm tra bôi trơn …………………………………………………..........23 IV.THIẾT KẾ TRỤC 23 1.Chọn vật liệu: 24 2.Xác định sơ bộ đường kính trục 24 3.Xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực 24 4.Xác định trị số vè chiều của các lực 26 5.Tính toán trục : I,II,III ………………………………………………......27 6. kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 34 7.Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 34 8.Kiểm nghiệm độ bền then 37 V.THIẾT KẾ Ổ LĂN 38 1.Trục I 37 2.Trục II 37 3.Trục III…………………………………………………………………...38 4.Chọn khớp nối 40 5.Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết máy khác ……………………………….41

LỜI NÓI ĐẦU:

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong

cơ khí Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơkhí hiện đại Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động làcông việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước Hiểu biết,nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động lànhững yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, cóthể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất.Đốivới các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phậnkhông thể thiếu

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kếhộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các mônhọc như Nguyên lý- Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí , và giúp sinh viên cócái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí.Hộp giảm tốc là một trong những bộphận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết

cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện cácsinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiếtvới một sinh viên cơ khí

Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi,

em rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn

Sinh viên thực hiện:

M C L C ỤC LỤC ỤC LỤC

I.CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 3

1 Chọn động cơ điện 3

2.Phân phối tỉ số truyền 4

II.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 6

1.Chọn loại xích 6

2.Xác định các thông số của xích và bộ truyền 7

3.Kiểm nghiệm xích về độ bền 8

4.Các thông số đĩa xích 9

5.Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của xích 9

6.Lực tác dụng lên trục 10

III.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 10

1.Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng 11

2.Xác định ứng suất cho phép 11

3.Tính toán cấp nhanh(răng nghiêng) 12

4.Tính toán cấp chậm(răng thẳng) 17

5.Kiểm tra bôi trơn ……… 23

IV.THIẾT KẾ TRỤC 23

1.Chọn vật liệu: 24

2.Xác định sơ bộ đường kính trục 24

3.Xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực 24

4.Xác định trị số vè chiều của các lực 26

5.Tính toán trục : I,II,III ……… 27

6 kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 34

7.Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 34

8.Kiểm nghiệm độ bền then 37

V.THIẾT KẾ Ổ LĂN 38

1.Trục I 37

2.Trục II 37

3.Trục III……… 38

4.Chọn khớp nối 40

5.Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết máy khác ……….41

ɳ nt= 1 Hiệu suất nối trục

ɳ br = 0,98 Hiệu suất một cặp bánh răng

ɳ x = 0,93 Hiệu suất bộ truền xích

* Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ:

II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

1 Chọn loại xích

Vì vận tốc thấp, không yêu cầu làm việc êm nên chọn xích con lăn

2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền

Theo bảng 5.4 với u=3, chọn số răng đĩa xích dẫn z1=25

 Số răng đĩa xích bị dẫn: z2 = 3.25 = 75 < z max= 120

a) Xác định bước xích p:

Công suất tính toán

k đc=1 (vị trí trục được điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích)

k c=1,25 (bộ truyền làm việc 2 ca)

k bt=1,3 (môi trường làm việc không có bụi)

- Tính lại khoảng cách trục a theo công thức 5.13:

a = 0,25p{x c - 0,5(z1+z2) + √ ¿ ¿}

= 0,25.15,875{132 - 0,5.100 + √(132−0,5.100)2−2.502/π2}

k x = 1,15 hệ số kể đến trọng lượng xích khi bộ truyền ngang hoặc nghiêng góc < 40o

Đường kính vòng chia đĩa xích bị dẫn d2 379Đường kính vòng đỉnh răng đĩa xích dẫn d a 1 133,6Đường kính vòng đỉnh răng đĩa xích bị dẫn d a 2 386,7Đường kính vòng chân răng đĩa xích dẫn d f 1 114,9

4Đường kính vòng chân răng đĩa xích bị dẫn d f 2 366,9

S H = 1,1 hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

S H K HL2 = 540.11,1 = 491 (MPa)Bánh răng cấp nhanh sử dụng răng nghiêng:

[σ H] = [σ¿¿H 1]+[σ¿¿H 2]

2 ¿ ¿ = 518+4912 = 504,5 (MPa)

- Số chu kì thay đổi ứng suất:

N FE 2 = 60c∑ (T i/T max¿ ¿6.n i.t i

= 60.1.28803,5 24000.(16.0,7+0,86.0,3 ¿ = 92,26.107

Vì N FE 2 > N Fo = 4.10 6 do đó K FL2 = K FL1 = 1

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Bộ truyền quay một chiều K FO = 1

[σ F 1] = σ o FLim1 K FC K FL1

S F = 450.1 11,75 = 257 (MPa)[σ F 2] = σ o FLim2 K FC K FL2

= (0,01 ÷ 0,02).80 = (0,8 ÷ 1,6) (mm)Theo bảng 5.7 chọn môđun pháp m = 1,5

 T s truy n th c: ỉ số truyền thực: ố răng bánh lớn: ền thực: ực: u m= 7421 = 3,5238

 Sai s t s truy n:ố răng bánh lớn: ỉ số truyền thực: ố răng bánh lớn: ền thực:

∆u = │3,5238−3,53,5 │ 100% = 0,67% < 2% th a đi u ki nỏa điều kiện ền thực: ện

cos β = m(z1 +z2)

2a w 1 = 1,5.(29+98)

 β = = 27o

c) Ki m nghi m răng v đ b n ti p xúc:ểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: ện ền thực: ộ bền tiếp xúc: ền thực: ếp xúc:

Theo (5.25), ng su t ti p xúc trên m t răng làm vi c:ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: ất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: ếp xúc: ặt răng làm việc: ện

σ H = Z M.Z H.Z ε.√2 T1 K H(u1+ 1)

b ѡ .u d ѡ 12 , trong đó: l y 2ất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: T1 = T1

- Z M = 274 MPa1 /3 h s nh hện ố răng bánh lớn: ảnh hưởng đến tính vật liệu của các bánh ưởng đến tính vật liệu của các bánh ng đ n tính v t li u c a các bánh ếp xúc: ật liệu của các bánh ện ủa các bánh răng ăn kh p.ớn:

- Z H h s k đ n hình d ng b m t ti p xúc:ện ố răng bánh lớn: ểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: ếp xúc: ạng bề mặt tiếp xúc: ền thực: ặt răng làm việc: ếp xúc:

σ H = 0,002 tra b ng 5.11ảnh hưởng đến tính vật liệu của các bánh

g o = 56 (b ng 5.12) tr s k đ n nh hảnh hưởng đến tính vật liệu của các bánh ị số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước ố răng bánh lớn: ểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: ếp xúc: ảnh hưởng đến tính vật liệu của các bánh ưởng đến tính vật liệu của các bánh ng c a sai l ch bủa các bánh ện ướn:c răng

Z V = 1 h s nh hện ố răng bánh lớn: ảnh hưởng đến tính vật liệu của các bánh ưởng đến tính vật liệu của các bánh ng đ n v n t c vòng, v i c p chính xácếp xúc: ật liệu của các bánh ố răng bánh lớn: ớn: ất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

đ ng h c là 9, ch n c p chính xác v m c ti p xúc là 9, khi đó c nộ bền tiếp xúc: ọn ọn ất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: ền thực: ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: ếp xúc: ầngia công đ t đ nhám:ạng bề mặt tiếp xúc: ộ bền tiếp xúc:

R a = 0,65 ÷ 1,25 m, do đó μm, do đó Z R = 0,95 v i ớn: d a < 700 (mm), K xH=1[σ H] = [σ H].Z V.Z R.K xH = 504,5.1.0,95.1 = 479,3 (MPa)

σ H = 338,74 < 479,3 (MPa) = [σ H] th a đi u ki n v đ b n ti p xúc.ỏa điều kiện ền thực: ện ền thực: ộ bền tiếp xúc: ền thực: ếp xúc:d) Ki m nghi m răng v đ b n u n:ểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: ện ền thực: ộ bền tiếp xúc: ền thực: ố răng bánh lớn:

Y F 1 = 3,8; Y F 2 = 3,6; m = 1,25

 Y S = 1,08 – 0,0695ln1,25 = 1,064

Y R = 1 h s xét đ n nh hện ố răng bánh lớn: ếp xúc: ảnh hưởng đến tính vật liệu của các bánh ưởng đến tính vật liệu của các bánh ng c a đ nhám b m t lủa các bánh ộ bền tiếp xúc: ền thực: ặt răng làm việc: ược cấp chính xác là 8 ta nchân răng

K XF = 1 (d a<400 mm) h s xét đ n kích thện ố răng bánh lớn: ếp xúc: ướn:c bánh răng nhảnh hưởng đến tính vật liệu của các bánh

hưởng đến tính vật liệu của các bánh ng đ n đ b n u n.ếp xúc: ộ bền tiếp xúc: ền thực: ố răng bánh lớn:

- Ứng suất uốn cho phép:ng su t u n cho phép:ất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: ố răng bánh lớn:

 Th a đi u ki n v đ b n u nỏa điều kiện ền thực: ện ền thực: ộ bền tiếp xúc: ền thực: ố răng bánh lớn:

e) Ki m nghi m răng v quá t i:ểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: ện ền thực: ảnh hưởng đến tính vật liệu của các bánh

- H s quá t i ện ố răng bánh lớn: ảnh hưởng đến tính vật liệu của các bánh k qt = T max

Đ tránh bi n d ng d ho c gãy dòn b m t, ng su t ti p xúcểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: ếp xúc: ạng bề mặt tiếp xúc: ư ặt răng làm việc: ền thực: ặt răng làm việc: ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: ất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: ếp xúc:

c c đ i th a đi u ki n: ực: ạng bề mặt tiếp xúc: ỏa điều kiện ền thực: ện

σ Hmax = σ H.√k qt = 504,5.1 = 504,5 < 1260 (MPa)

- Ứng suất uốn cho phép:ng su t u n c c đ i:ất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: ố răng bánh lớn: ực: ạng bề mặt tiếp xúc:

σ F 1 max = σ F 1.√k qt = 282,9 (MPa) < [σ F 1¿ ¿max = 464 (MPa)

σ F 2 max = σ F 2.√k qt = 265,9.1 (MPa) < ¿ = 360 (MPa)

Kho ng cách tr cảnh hưởng đến tính vật liệu của các bánh ục a w 1 = 80 (mm)

Chi u r ng vành răngền thực: ộ bền tiếp xúc: b w= 24 (mm)

T s truy nỉ số truyền thực: ố răng bánh lớn: ền thực: u = 3,5238

Góc nghiêng c a răngủa các bánh β = = 27o

S răng bánh răngố răng bánh lớn: z1 = 21 z2 = 74

H s d ch ch nhện ố răng bánh lớn: ị số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước ỉ số truyền thực: X1 = X2 = 0

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:ng kính vòng chia d1 = 35,4 (mm) d2 = 124,6 (mm)

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:ng kính vòng đ nh răngỉ số truyền thực: d a 1 = 38,4 (mm) d a 2 = 127,6 (mm)

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:ng kính vòng đáy răng d f 1 = 31,65 (mm) d f 2 = 120,85 (mm)

- Số răng bánh lớn:

z2 = u2.z1 = 2,8.28 = 78,4 => z2 = 78 (răng)

- Tính lại khoảnh cách trục:

a w = 0,5m(z1 + z2) = 0,5.2.(28 + 78) =106 (mm)

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc sinh ra trên mặt răng

d w 1 = 2 a w

u m+1 = 2,785+12.106 = 56 (mm)Vận tốc nâng:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng được xác định theo:

Y R = 1 hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng

Y XF = 1 hệ số kể đến kích thước bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn

σ F 1 = 91,55 < 297,6 (MPa) = [σ F 1]

σ F 2 = 86,73 < 279,7 (MPa) = [σ F 2] thỏa điều kiện độ bền uốn

e) Kiểm tra răng về quá tải:

- Hệ số quá tải k qt = 1

- Kiểm nghiệm quá tải về độ bền tiếp xúc:

σ H 1 max = σ H.√k qt = 399,85.√1 = 399,85 < 1260 (MPa) = [σ H]max

- Kiểm nghiệm quá tải về độ bền uốn:

Đường kính vòng đỉnh răng Da1=60(mm)

Da2= 160 (mm)Đường kính vòng chân răng Df1=51(mm)

Df2= 151 (mm)

 Kiểm tra điều kiện bôi trơn:

Để đảm bảo điều kiện bôi trơn thì

IV THIẾT KẾ TRỤC

1 Chọn vật liệu:

Chọn vật liệu chế tạo là thé C45 có σ b = 750 (MPa)

Ứng suất xoắn cho phép là [τ] = 12 – 20 (MPa).] = 12 – 20 (MPa)

Chọn [τ] = 12 – 20 (MPa).] = 15, d2 = 3

√53964,60,2.15 = 26,2 (mm)Chọn d2= 30 mm => b02 = 19 mm

Chọn [τ] = 12 – 20 (MPa).] = 30, d3 = 3

√146873,10,2.30 = 29,03 (mm)Chọn d3=35 mm => b03 = 21 mm

3 Xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực

- Chiều dài mayơ bánh răng trụ:

L mi= (1,2 1,5)d i với i = 1;2;3

Trên trục I: chọn L m 13 = L m 14 = 30 (mm)

Trên trục II: chọn L m 22 = L m 24 = 40 (mm)

L m 23 = 37 (mm)Trên trục III: chọn L m 32 = L m 23 = 37 (mm)

k2 = 5 khoảng ácch từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp

k3 = 10 khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

h n = 15 chiều cao nắp ổ và dầu bu lông

Momen uốn tổng M và momen uốn tương đương Mtđ , đường kính sơ bộ các tiết diện của trục II :

M =√M x2

+M2y

Mtđ = √M2

+0.75T2

Momen uốn tổng M và momen uốn tương đương Mtđ , đường kính sơ bộ các tiết diện của trục III :

M =√M x2

+M2y

Mtđ = √M2

+0.75T2

- Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất luôn thay đổi theo chu kỳ

k y = 1 (không dùng các phương pháp tăng bền)

Thay số vào ta được bảng hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của các trục:

Tiết diện d(mm) Bxh t1 W(mm) W0(mm)

Với [S] là hệ số an toàn cho phép, [S] = 1,5 2,5 , nều [S] > 2,5 thì không cần kiểm nghiệm độ cứng của trục.

Do đó theo bảng trên thì trục thỏa độ bền mỏi và không cần kiểm nghiệm độ bền cứng

7 Kiểm nghiệm độ bền then

Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập

σ d = d l 2 T

t (h−t1) ≤ [σ d] (100MPa)Điều kiện bền cắt :

τ c = d l 2T

t b ≤ [τ c] (60 90MPa)Với l t = (0,8 0,9)lm, bảng kết quả:

Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập, độ bền cắt.

m = 3 bậc của đường cong mỏi

Tải trọng quy ước: Q = (x.v.F r + y.F a).k t k d

Fβ = 0 => r = 612,28 N

v = 1 vòng quay trong

x = 1 ổ đỡ chịu lực hướng tâm y=0

k t = 1 hệ số kể đến ảnh hưởng của t o

m = 3 bậc của đường cong mỏi

Tải trọng quy ước: Q = (x.v.F r + y.F a).k t k d

Fβ = 0 => r = 1428,66 N

v = 1 vòng quay trong

x = 1 ổ đỡ chịu lực hướng tâm y=0

- Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:

 C d = 2,972.3

√423,216 = 22,31 < c = 27 (kN)Đảm bảo điều kiện tải động

b) Khả năng tải tĩnh: Q o = X o.F r , X o = 0,6

Q o = 0,6.2702,26 = 7025,876 (N) = 7,02 (kN) < Co = 15,3 kN Đảm bảo điều kiện tải tĩnh

4 Chọn khớp nối

- Momen xoắn : T1 = 16215,1 Nmm

- Hệ số chế độ làm việc : K = 1,5

- Tt = T1.K = 16215,1.1,5 = 24322,65 NmmVới d = 18 mm

Điều kiện sức bền chốt : σ u = K T l0

0.1 d c3 D0 Z = 1,5.16215,1.25

0,1 103.63 4 = 24,12 MPa

< [σ u] = (60÷ 80¿ MPa

 Thỏa điều kiện bền chốt

VI THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC

Chọn vỏ hộp đúc mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường làm các trục để việc lắp ghép được dễ dàng GX 15-32

- Chiều dày thân hộp

- Bề rộng mặt đế hộp: k1 = 3d1 = 48 mm

q ≥ k1 + 2δ = 48 + 2.8 = 66 mm

- Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp:

Để kiểm tra mức dầu trong hộp, ta kiểm tra bằng thiết bị que thăm dầu.

Để cố định hộp giảm tốc trên bệ máy ở thân hộp có làm chân đế Chân

đế làm 2 phần để giảm vật liệu tạo điều kiện thoáng qua đáy hộp

Để tăng độ cứng của vỏ hộp ta làm thêm các phần gân (xác định trên bảng vẽ lắp)

Để tháo dầu cũ thay dầu mới thiết kế lỗ tháo dầu ở phần đấy hộp, kích thước nút tháo dầu được tra trong bảng

Các kích thước của nút tháo dầu như sau :

Để điều hòa không khí trong và ngoài hộp ta dùng nút thông hơi M27 x

2 ghép trên nắp cửa thăm các kích thước tra bảng

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập một - PGS.TS.TrịnhChất - TS Lê Văn Uyển

2 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập hai - PGS.TS.Trịnh Chất

- TS Lê Văn Uyển_nhà xuất bản Giáo Dục

3 Thiết kế đồ án chi tiết máy – TS Văn Hữu Thịnh – TS NguyễnMinh Kỳ