BẢN THUYẾT MINH CHI TIẾT ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

Đây là bản thuyết minh chi tiết cách làm tính toán đồ án thiết kế chi tiết máy, cụ thể là thiết kế hệ thống dẫn động băng tải với hệ dẫn động 2 cấp đồng trục. Bản thuyết minh giúp ta nắm rõ các phần cần làm trong đồ án cũng như cách trình bày cho hợp lý.

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA – ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG

KHOA CƠ KHÍ GIAO THÔNG



PBL1: THIẾT KẾ CƠ KHÍ

(PHẦN I)

Giáo viên hướng dẫn : VŨ THỊ HẠNH

Sinh viên thực hiện : HUỲNH CHÍ THANH

MSSV : 103190169

Đà Nẵng ,năm 2021

1 BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN PBL1

MỤC LỤC Nội dung Trang

Phần I Tính chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền…………03

Phần II Tính bộ truyền ngoài……… …04

Phần III Thiết kế các bộ truyền bên trong hộp giảm tốc……….08

Phần IV Bôi trơn hộp giảm tốc bằng phương pháp ngâm dầu…….20

Phần V Thiết kế trục và tính then……… 20

Phần VI Thiết kế gối đỡ trục……….32

Phần VII Tính chọn nối trục……… …37

Phần VIII Cấu tạo vỏ hộp và các chi tiết máy khác……… 37

-Công suất làm việc Plv = FV/1000 = 6 kw

-Công suất cần thiết Pct= Plv/ηch = 6.9150571 kw

-Ta có Pct nên chọn động có công suất thoải điều kiện: Pđc ≥ Pct -Nên momen mở máy phải lớn hơn momen cản ban đầu của phụ tải:

Mm/Mdn ≥ Mmm/M = 1.4M

*Xác định sơ bộ vòng quay của trục công tác:

nlv = 60000V/πD = 40.925557 vòng/phút

2) Phấn phối tỉ số truyền

-Tỉ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp: Uh=8

-Tỉ số truyền động đai dẹt: Uđ=2

Tra bảng 2-2 trang 32 dựa vào tỉ số truyền động trung bình TL

TKCTM Nguyễn Trọng Hiệp-Nguyễn Văn Lẫm

-Chọn Ungoai =1.8

Ta có Uchung = Ungoai.Uhop

suy ra : Uhop =Uchung/Ungoai =19.81918329

Unhanh = Ucham= √Uhop =4.4518741

-Sai số về số vòng quay so với yêu cầu:

denta n =8181818%= (n1-n2)/n2 thõa mãn trong khoảng dưới 5%

3-4 xác định khoảng cách trục A và chiều dài L

Dựa vào công thức (5-9) trang 85 tl TKCTM Nguyễn Trọng Nguyễn Văn Lẫm ta có công thức sau:

Hiệp Lmin: chiều dài tối thiểu của đai

Umax: số vòng quay của đai trong 1 phút

Umax = 3÷5 , Chọn Umax =4

Suy ra Lmin =2122.407407mm

Lmin=v/Umax

Dựa vào công thức (5-2) tl TKCTM Nguyễn Trọng Hiệp-Nguyễn Văn Lẫm trang 82 ta có công thức tính khoảng cách trục A theo Lmin như sau:

-Tính từng phần 2L =4244.814815

π*(D2+D1) =1758.4

Sau đó tính lại L theo A [ Công thức (5-1) trang 83 tl TK CTM

Nguyễn Trọng Hiệp-Nguyễn Văn Lẫm

5.Kiếm nghiệm góc ôm trên bánh nhỏ

α1=166.9714286 Kiểm nghiệm lại điều kiện theo α1 ≥ 150°

công thức (5-11) trang 86 tl TK CTM Nguyễn Trọng

Hiệp-Nguyễn Văn Lẫm

Lấy α1=170 thỏa điều kiện

6.Xác định tiết diện đai

Dựa vào bảng 5-2 trang 86 tl TK CTM Nguyễn Trọng Hiệp-Nguyễn Văn Lẫm

[δ/D1]max =0.025

-Chiều rộng đai tính theo công thức 5-13 [2]

lấy ứng suất căng ban đầu ϭo= 1.8 [N/mm2], theo trị số ban đầu d1/δ =33.3333333

tra trong bảng 55 trang 89 tl TK CTM Nguyễn Trọng Hiệp Nguyễn Văn Lẫmđể chọn [ϭp]o

-[ϭp]o=2.25N/mm2 Đai vải cao su

-Chọn hệ số

-Chiều rộng b =77.78473187mm

7 Định chiều rộng B của bánh đai

B =85mm theo bảng 5-10 tài liệu TKCTM Nguyễn trọng Nguyễn Văn Lẫm

Phần III Thiết kế các bộ truyền bên trong hộp giảm tốc

A Thiết kế bộ truyền cấp chậm

1.chọn vật liệu

-Bánh răng nhỏ: loại thép 45, nhiệt luyện: tôi cải thiện, kích thước phôi từ 60-90 mm

Giới hạn bền kéo ϭbk1 =850Mpa

Giới hạn chảy ϭc1 =450Mpa

Giới hạn bền kéo ϭbk2 =800Mpa

Giới hạn chảy ϭc2 =400Mpa

Độ rắn HB2=240

Số liệu dựa vào bảng 3.8 tl TKCTM Nguyễn Trọng Hiệp-Nguyễn Văn Lẫm

2.Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép

a ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép

Dựa vào công thức (3-1) trang 38 tl TK CTM Nguyễn Trọng Nguyễn Văn Lẫm

Ứng suất tiếp xúc cho phép bánh răng nhỏ [ϭ]tx1=676Mpa

Ứng suất tiếp xúc cho phép bánh răng lớn [ϭ]tx2=624Mpa

hệ số chu kì ứng suất uống K'N = ( No/Ntd)^ 1/6=0.4106816

No: số chu kì cơ sở của đường cong mỏi uốn 5*10^6

Ktt=1 hệ số tập trung tải trọng (Kttbang +1)/2

Kđ=1.55 hệ số tải trọng động tra bảng 3-13 trang 48 với ccx=8, v=(3-8), độ rắn ≤ 350HB

Suy ra K=1.55 chênh lệch với trị số sơ bộ ban đâu

xác định lại khoảng cách trục A =Asb*(k/ksb)^1/3

A=159.05746mm

Lấy A=170mm 8.Xác định modun, số răng, chiều rộng bánh rang

-modun được chọn theo khoảng cách trục A

9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Dựa vào công thức Thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng (3-29) trang 46 tl TK CTM Nguyễn Trọng Hiệp -Nguyễn Văn Lẫm để kiểm nghiệm sức bền uốn của rang

-Chiều dài tương đối của răng 25 = ψm= b/mn

Đ.v bánh răng nhỏ có hệ số bánh rang y1=0.451

Đ.v bánh răng lớn có hệ số bánh rang y2=0.495

-Kiểm nghiệm sức bền uống của bánh rang trụ thẳng

Suy ra [ϭtxqt]=331.186038

b.Ứng suất uốn cho phép khi quá tải

Đối với bánh răng bằng thép có độ rắn trong lõi răng < 350

[ϭ]uqt=0.8*ϭch công thức 3-46 tl TKCTM NTH_NVL

[ϭ]uqt1=360

Lực hướng tâm Pr=P*tagα

Pr=4013.4665N

B.Thiết kế bộ truyền cấp nhanh

1 chọn vật liệu

-Vì bộ truyền cấp nhanh có thể thừa bền nên có thể dùng vật liệu

bộ truyền cấp nhanh có độ bền thấp hơn

-Bánh răng nhỏ: loại thép 45, thường hóa có đường kính phôi dưới 100 mm

Giới hạn bền kéo ϭbk1 =600Mpa

Giới hạn chảy ϭc1 =300Mpa

Giới hạn bền kéo ϭbk2 =580Mpa

Giới hạn chảy ϭc2 =290Mpa

Độ rắn HB2=220

Số liệu dựa vào bảng 3.8 tl TKCTM Nguyễn Trọng Hiệp-Nguyễn Văn Lẫm

2.Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép

a ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép

Dựa vào công thức (3-1) trang 38 tl TK CTM Nguyễn Trọng Nguyễn Văn Lẫm

Hiệp-[ϭ]tx = [ϭ]Notx.K'N

Ứng suất tiếp xúc cho phép bánh răng nhỏ [ϭ]tx1=624Mpa

Ứng suất tiếp xúc cho phép bánh răng lớn [ϭ]tx2=572Mpa

hệ số chu kì ứng suất uống K'N = ( No/Ntd)^ 1/6=0.4106816

No: số chu kì cơ sở của đường cong mỏi uốn 5*10^6

-Đối với bộ truyền bánh răng trụ, bộ truyền chịu tải trọng nhỏ có thể định ΨA=b/A =(0.15 ÷ 0.3) Chọn 0.2

Ktt=1 hệ số tập trung tải trọng (Kttbang +1)/2

Kđ=1.45 hệ số tải trọng động tra bảng 3-13 trang 48 với ccx=7, v=(3-8), độ rắn ≤ 350HB

Suy ra K=1.45

8.Xác định modun, số răng, chiều rộng bánh rang

-modun được chọn theo khoảng cách trục A

9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Dựa vào công thức Thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng (3-29) trang 46 tl TK CTM Nguyễn Trọng Hiệp -Nguyễn Văn Lẫm để kiểm nghiệm sức bền uốn của rang

-Chiều dài tương đối của răng 20 = ψm= b/mn

Đ.v bánh răng nhỏ có hệ số bánh rang y1=0.451

Đ.v bánh răng lớn có hệ số bánh rang y2=0.495

Kiểm nghiệm sức bền uống của bánh rang trụ thẳng

Bánh răng nhỏ ϭu1=65.719159 Mpa

Bánh rang lớn ϭu2=13.608513Mpa

Thõa mãn điều kiện < [ϭ]u 10.Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột

công thức 3-41 trang 53 tl TK CTM Nguyễn Trọng Hiệp-Nguyễn Văn Lẫm

a.Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

Suy ra [ϭtxqt]=807.227874

b.Ứng suất uốn cho phép khi quá tải

-Đối với bánh răng bằng thép có độ rắn trong lõi răng < 350

-Mức dầu min 129.5 mm = De1/2

-Mức dầu max 89.3333 mm = De2/3

-Kiểm tra 40.166667 mm = Xmin-Xmax

[ζ]x =15 ÷ 50 Mpa đối với vật liệu thép 40X

Lấy theo tiêu chuẩn tl [1] trang 133

l21= l23+l32 =283

Trục III lm32=(1.2-1.5)*dIII = 84.85 -Chọn lm32 = 85

Tính: l32=0.5*(lm32+bo)+k1+k2 = 80 l31= 2*l32 = 160

Với lc33=0.5*(lm33+bo)+k3+hn= 85 lm33=lm32 = 85

Pr1 = 938.79298 N Lực hướng tâm L12 = 52 mm

L13 = 47 mm

L11 = 94 mm

Xét (yoz) ta có các lực: R,Yb1,Pr1,Yd1

∑MB1 = R*52 + Pr1*47+Yd1*94 = 0

Từ bảng 10.5 trang 195 [1], với đường kính sơ bộ d1= 30 (mm) ta chọn [σ] = 67 (Mpa)

Từ bảng 10.5 trang 195 [2], với đường kính sơ bộ d2 = 45 (mm)

29

2.Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế về độ bền mỏi là:

[s] = 1,5÷2,5 : hệ số an toàn cho phép

hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất pháp:

Vì trục quay 1 chiều nên

hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp:

Tra bảng 10.7[2] tr 197 ta có hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi:

3 Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục:

-Theo kết cấu và biểu đồ moment trục ta thấy các tiết diện nguy

hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi:

Trục 1: tiết diện A1 (lắp bánh đai); tiết diện ổ lăn B1; tiết diện C1 (lắp bánh răng)

Trục 2: hai tiết diện lắp bánh răng B2;C2 hai tiết diện lắp ổ lăn

31

Kx = 1.1 Kσ/ξσ = 3.25

Ky = 1.3 Kτ/ξτ = 2.35

II.Tính toán mối ghép then

-Ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán

Ta có FrD1<FrB1 nên ta tính gối đỡ tại B

Tải trọng động quy ước

Q= (XVFr+YFa)Kt*Kd công thức 11.11 trang 218 [2]

33

L=Lh*60n/10^6 = 204.4 thời gian làm việc của ổ 1 năm thay 1 lần

Cd = Q*(L)^(1/m) = 20818.605 < C = 20.818605 Kn

Đối với ổ bi nên m = 3

Tra bẳng p2.7 trang 255[2] ổ bi đỡ cỡ trung số 36306

Thời gian làm việc ổ bi 1 năm thay 1 lần

Lực hướng tâm tại gối A2

FrA=SQRT(FrxA2^2+FryA2^2)

FrA2 = 2147.109535 N

Lực hướng tâm tại gối D2

FrD2 = sqrt(FrxD2^2+FryD2^2)

FrD2 = 8073.503769 N

ta có FrA2 < FrD2 nên tính gối đỡ tại D

tải trọng động quy ước

đối với ổ đỡ nên m = 3 ( vì Fa/Fr = 0 < e)

Tra bảng P2.7 [2] trang 254 ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung loại

307

Đường kính trong d= 35 mm

Đường kính ngoài D = 80 mm

ta có: FrC3 > FrA3 nên tính gối đỡ tại C

tải trọng động quy ước

Q= (XVFr+YFa)Kt*Kd công thức 11.11 trg 218[2]

trong đó: Fa = 0

V: hệ số kể đến vòng quay V= 1

Kd: hệ số đặc tính tải trọng Kd= 1

Kt: hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ = 1

đối với ổ đỡ nên m = 3 ( vì Fa/Fr = 0 < e)

Tra bảng P2.7 [2] trang 254 ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung loại

trên mặt của cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của hộp, hình dạng

và kích thước như sau:

-Nút tháo dầu:

-Kích thước nắp ổ:

-Vòng chắn dầu:

d1 đường kính lắp ổ lăn

d2 đường kính ổ lăn