Đồ án môn Chi tiết máy - Thiết kế trạm dẫn động cơ khí

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH KHOA CƠ – ĐIỆN – ĐIỆN TỬ ?&@ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Đề tài: THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ SVTH: Nguyễn Mai Đạt MSSV: 1311040068 Lớp: 13DCK03 GVHD: Phạm Bá Khiển Thành phố Hồ Chí Minh, ngày 18, tháng 01, năm 2015 šO› LỜI NÓI ĐẦU Hiện nay khoa học kĩ thuật đang phát triển rất nhanh, mang lại những lợi ích cho con người về tất cả những lĩnh vực tinh thần và vật chất. Để nâng cao đời sống nhân dân, để hòa nhập vào sự phát triển chung của các nước trong khu vực cũng như trên toàn thế giới. Đảng và nhà nước ta đã đề ra những mục tiêu trong những năm tới là đất nước công nghiệp hóa hiện đại hóa. Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển nhất đó là cơ khí chế tạo máy vì nó đóng vai trò quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế quốc dân. Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kĩ thuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến. công nghệ tự động hóa theo dây chuyền trong sản xuất. Nhằm thực hiện được mục tiêu đó, sinh viên chúng em luôn cố gắng phấn đấu trong học tập và rèn luyện, trau dồi những kiến thức đã được dạy trong trường để sau khi ra trường có thể đóng góp một phần trí tuệ và sức lực của mình vào công cuộc đổi mới của đất nước trong thế kỉ mới. CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1. Sơ đồ động: *** Chú thích: 1. Động cơ 2. Bộ truyền đai 3. Hộp giảm tốc 4. Khớp nối 5. Tang và băng tải 2. Tính toán chọn động cơ: 2.1. Công suất của bộ phận công tác là băng tải: Ta có: Pct= Ft ×v1000 = 7550.1,351000 =10,1925 (kW) Pct: công suất bộ phận công tác (kW) Ft: lực kéo băng tải v: vận tốc băng tải 2.2. Tính công suất định mức và chọn động cơ: Ta có: Pdc=Pct hch Với: Pdc: công suất cần thiết của động cơ hch: hiệu suất chung hệ thống truyền động Ta có: hch=hct.hbr.hol.hkn Chọn: hct = 0,95: hiệu suất bộ truyền đai hbr = 0,96: hiệu suất bộ truyền bánh răng côn hol = 0,99: hiệu suất 1 cặp ổ lăn hkn = 0,99: hiệu suất khớp nối => hch=0,95.0,96.0,993.0,99=0,876 => Pdc=10,19250,876=11,635 (kW) Tra bảng P1.1/234 sách tính toán thiết kế hộp dẫn động cơ khí *** Chọn động cơ loại K180M4 có công suất động cơ Pdc = 15 kW, số vòng quay ndc = 1450 vg/ph, hiệu suất hdc = 87,5%. 3. Phân phối tỉ số truyền: 3.1. Tính tỉ số truyền chung: Ta có: uch=ndcnct Với : ndc = 1450 (vg/ph): số vòng quay của động cơ nct = số vòng quay của trục công tác Trong đó: nct=60000.vπ.D=60000.1,35π.280=92,08 (vgph) => uch=145092,08=15,74 Mặt khác uch=uđ.ubr.ukn Với: ubr = 3: tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn uđ: tỉ số truyền bộ truyền đai ukn = 1: tỉ số truyền của khớp nối => uđ=uchubr.ukn=15,743.1=5,246 * Chọn uđ = 5,24 Kiểm tra: usb=ubr.uđ.ukn=3.5,24.1=15,72 uch-usb=15,74-15,72=0,02 (thỏa mãn) 3.2. Số vòng quay, công suất, moment xoắn trên các trục: *Số vòng quay trên các trục: n1=ndcuđ=14505,24=276,72 vgph n2=n1ubr=276,723=92,24 (vgph) Với: n1: số vòng quay của trục dẫn n2: số vòng quay của trục bị dẫn * Công suất trên các trục: Công suất trên trục công tác: Pct = 10,1925 (kW) Công suất trên trục động cơ: Pdc = 11,635 (kW) Công suất trên trục bị dẫn: P2=Pcthkn.hol=10,19250,99.0,99=10,4 (kW) Công suất trên trục dẫn: P1=P2hol.hbr=10,40,99.0,96=10,94 kW * Moment xoắn trên các trục: Tct=9,55.106.Pctnct=9,55.106.10,192592,08=1057106,59 (Nmm) T2=9,55.106.P2n2=9,55.106.10,492,24=1076756,29 Nmm T1=9,55.106.P1n1=9,55.106.10,94276,72=377554,93 Nmm Tdc=9,55.106.Pdcndc=9,55.106.11,6351450=76330,52 Nmm Với Tct, T2, T1, Tdc lần lượt là moment xoắn trên các trục công tác, trục bị dẫn 2, trục dẫn 1 và trục động cơ. 3.3. Bảng số liệu: Trục Thông số Động cơ Dẫn 1 Bị dẫn 2 Công tác Công suất (kW) 11,635 10,94 10,4 10,1925 Tỉ số truyền u 5,24 3 1 Số vòng quay (vg/ph) 1450 276,72 92,24 92,08 Moment xoắn T (Nmm) 76330,52 377554,93 1076756,29 1057106,59 CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN 1. Bộ truyền đai: 1.1. Chọn đai thang Theo hình 4.22 (CSTKM) phụ thuộc công suất Pdc = 11,635 kW và số vòng quay n = 1450 vg/ph theo bảng 4.3 (CSTKM) ta chọn đai loại B với bp = 14 mm, b0 = 17 mm, h = 10,5 mm, y0 = 4 mm, A1 = 138 mm, d1 = 140 ÷ 280 mm. 1.2. Đường kính bánh đai nhỏ: d1=1,2.dmin=1,2.140=168 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn đai d1 = 180 mm (trang 148/CSTKM) 1.3. Vận tốc dài: v1=π.d1.n160000=π.180.145060000=13,67 m/s 1.4. Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối: ξ = 0,01 Đường kính bánh đai lớn: d2=u.d1.1-ξ=5,25.180.1-0,01=935,55 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 900 mm Tỉ số truyền: u=d2d1.1-ξ=900180.1-0,01=5,05 => sai lệch so với giá trị cho trước 3,8% 1.5. Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức: 2.d1+d2≥a≥0,55.d1+d2+h 2.180+900≥a≥0,55.180+900+10,5 2160≥a≥604,5 mm Ta có thể chọn a = d2 = 900 mm khi u = 5 1.6. Chiều dài tính toán của đai: L=2.a+π.d2+d12+(d2-d1)24.a =2.900+π.900+1802+(900-180)24.900=3640,5 mm Theo bảng 4.3 (CSTKM) ta chọn đai có chiều dài L = 4000 mm = 4m 1.7. Số vòng chạy của đai trong 1s: i=vL=13,674=3,4175s-1<i=10s-1 Do đó điều kiện được thỏa mãn Với: v: vận tốc đai (m/s) L: chiều dài đai (m) 1.8. Tính toán lại khoảng cách trục a: a=k+k2-8.∆24 trong đó: k=L-π.d2+d12=4000-π.(900+180)2=2303,5 mm ∆=d2-d12=900-1802=360 => a=2303,5+2303,52-8.36024=1092,4 mm Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép. 1.9. Góc ôm đai bánh đai nhỏ: α1=180-57.d2-d1a =180-57.900-1801092,4=142,4°=2,48 rad 1.10. Các hệ số sử dụng: Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai: Cα=1,24.1-e-α1110=1,24.1-e-142,4110=0,9 Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc: Cv=1-0,05.0,01.v2-1 =1-0,05.0,01.13,672-1=0,96 Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền u: Cu=1,14 vì u = 5,25 > 2,5 Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng: Cr=0,8 (làm việc 3 ca giảm 0,2) Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai: CL=6LL0=640002240=1,1 mm Với: L0: chiều dài đai thực nghiệm (H4.21/CSTKM) L: chiều dài thật của đai (mm) 1.11. Chọn loại đai: Theo đồ thị hình 4.21b/CSTKM chọn P0 = 3,8 kW khi d = 180 mm và đai loại B 1.12. Số dây đai được xác định theo công thức: z≥P1P0.Cα.Cu.CL.Cz.Cr.Cv=11,6353,8.0,9.1,14.1,1.1.0,8.0.96=3,53 Chọn z = 4 đai. 1.13. Lực căng đai ban đầu: F0=A.σ0=z.A1.σ0=4.138.1,5=828 N Trong đó: A1: diện tích mặt cắt ngang của một sợi dây đai Lực căng mỗi dây đai: F01=F04=8284=207 N Lực vòng có ích: Ft=1000.Pv1=1000.11,63513,67=851,1 N Lực vòng trên mỗi dây đai là 212,8 N 1.14. Tù công thức: F0=Ft2.ef.α+1ef.α-1⇔2.F0.ef.α=Ft.ef.α+Ft ⇔ef.α.2F0-Ft=2.F0+Ft ⇔ efα=2F0+Ft2F0-Ft Từ đây suy ra: f'=1α.ln2F0+Ft2F0-Ft=12,48.ln2.828+851,12.828-851,1=0,46 Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn (giả sử góc biên dạng bánh đai γ=380 ) fmin=f'.sin(γ2)=0,46.sin(382)=0,15 1.15. Lực tác dụng lên trục: Fr=2.F0.sin(α12)=2.828.sin(142,42)=1567,65 N 1.16. Ứng suất lớn nhất trong dây đai: σmax=σ1+σv+σu1 Với: σ1=F1A=F0A+FtA=207138+212,8138=3,04 MPa là ứng suất kéo nhánh căng và nhánh chùng σv=FvA=ρ.v2.10-6=1200.13,672.10-6=0,224 MPa là ứng suất do lực căng phụ gây nên σu1=ξ.E=2.y0d1.E=2.4180.100=4,4 MPa là ứng suất sinh ra khi bao đai vòng quanh bánh đai => σmax=3,04+0,224+4,4=7,664 MPa 1.17. Tuổi thọ đai xác định theo công thức: Lh=σrσmaxm.1072.3600.i=97,6648.1072.3600.3,4175=1469,79 giờ trong đó: σr = 9MPa, i = 3,4175s-1, m = 8 1.18. Bề rộng bánh đai: B=z-1.e+2.f=4-1.19+2.12,5=82 mm với b0 = 17 mm, e = 19 mm, f = 12,5 mm. 2. Bánh răng côn: 2.1. Chọn vật liệu: Bánh răng Vật liệu Giới hạn bền (MPa) Giới hạn chảy (MPa) Độ bền (HB) Dẫn 1 C45 850 580 260 Bị dẫn 2 C45 750 450 220 2.2. Xác định số chu kì làm việc tương đương NHE và hệ số tuổi thọ KL * Đối với bánh dẫn: Khi bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi không đáng kể NHE1=KHE.NΣ=NHE.60.c.n1.Lh Với KHE = 1: hệ số chế độ tải trọng c = 1: số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh răng Lh: tổng số thời gian làm việc tính bằng giờ Lh=3.300.24=21600 giờ => NHE1=1.60.1.276.21600=3,6.108 chu kì Số chu kì làm việc cơ sở NHO: NHO1=30.HB2,4=30.2602,4=1,9.107 chu kì Vì NHE1>NHO1 do đó hệ số tuổi thọ: KHL1=6NHO1NHE1=1 Đối với bánh bị dẫn: NHE2=KHE.NΣ=NHE.60.c.n2.Lh =1.60.1.92.21600=1,2.108 chu kì NHO2=30.HB2,4=30.2202,4=1,3.107 chu kì Vì NHE2>NHO2 nên ta chọn KHL2=1 2.3. Xác định giá trị ứng suất tiếp xúc cho phép: σH1=σOHlim1.0,9.KHL1SH=590.0,9.11,1=483 MPa σH2=σOHlim2.0,9.KHL2sH=510.0,9.11,1=417 MPa Trong đó sH = 1,1: hệ số an toàn σOHlim1, σOHlim2: giới hạn mỏi bánh dẫn và bị dẫn σOHlim1=2.HB1+70=2.260+70=590 MPa σOHlim2=2.HB2+70=2.220+70=510 MPa Theo bảng 6.13 CSTKM Đối với bánh răng côn thẳng thì ứng suất tiếp xúc cho phép khi tính toán chọn theo giá trị nhỏ nhất từ 2 giá trị σH1,σH2, do đó σH=σH2=510MPa 2.4. Ứng suât uốn cho phép: σF=σOFlim.KFL.YR.YX.Yδ.KFCsF Vì các hệ số YX, Yδ, YR trong giai đoạn thiết kế sơ bộ chưa chính xác được nên công thức có thể viết dưới dạng: σF=σOFlim.KFCsF.KFL Trong đó giới hạn mỏi uốn σOFlim đối với thép tôi cải thiện xác định theo công thức σOFlim1=1,8.HB1=1,8.260=468 MPa σOFlim2=1,8.HB2=1,8.220=396 MPa Hệ số an toàn đối với ứng suất uốn sF = 1,75 Hệ số xét đến ảnh hưởng khi làm việc một chiều KFC = 1 Số chu kì làm việc tương đương bánh dẫn: NFE1=60.c.n1.Lh=60.1.276.21600=3,6.108 Vì NFE1>NFO=5.106=>KFL1=1 Số chu kì làm việc tương đương bánh bị dẫn: NFE2=60.c.n2.Lh=60.1.92.21600=1,2.108 Vì NFE2>NFO=5.106=>KFL2=1 Thay vào công thức xác định [σF] ta có: σF1=468.11,75.1=267,4 MPa σF2=396.11,75.1=226,3 MPa 2.5. Tỉ số truyền: u=n1n2=27692=3 2.6. Đường kính vòng chia ngoài bánh dẫn: Chọn Ψbe = 0,285 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng KH = KHβ = 1,3 (dựa vào bảng 6.4/CSTKM) de1=95.3T1.KH0,85.1-0,5.Ψbe2.Ψbe.u.σH2 =95.3377555.1,30,85.1-0,5.0,2852.0,285.3.4172=165,4 mm 2.7. Số răng: Theo bảng 6.19/CSTKM ta chọn z1p = 22 răng và do HB1 và HB2 < 350HB => số răng bánh dẫn z1 = 1,6.z1p = 1,6.22 = 35 răng số răng bánh bị dẫn z2 = z1.u = 35.3 = 105 răng 2.8. Mô đun vòng chia ngoài: me=de1z1=165,435=4,73 Theo tiêu chuẩn chọn me = 5 Do đó de1 = me.z1 = 5.35 = 175 mm 2.9. Đường kính vòng chia ngoài bánh bị dẫn: de2 = me.z2 = 5.105 = 525 mm 2.10.Chiều dài côn ngoài: Re=0,5.me.z12+z22 =0,5.5.352+1052=276,7 mm 2.11. Chiều rộng vành răng: b = Ψbe.Re = 0,285.276,7 = 78,86 mm 2.12. Góc mặt côn chia: δ1=arctg1u=arctg13=18,43° δ2=90-18,43=71,57° 2.13.Đường kính vòng chia trung bình: dm1=de1.1-0,5.Ψbe=de1.1-0,5bRe =175.1-0,5.78,86276,7=150,1 mm dm2=525.1-0,5.78,86276,7=450,2 mm 2.14. Vận tốc vòng: v=π.dm1.n160000=π.150,1.27660000=2,17 ms CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN TRỤC 1. Trục 1: 1.1. Chọn vật liệu: Thông số đầu vào P1 = 10,94 kW, T1 = 377555 Nmm, n1 = 276,72 vg/ph. Trục đầu vào của hộp giảm tốc ta chọn thép C45 có σb = 750 MPa, σch = 450 MPa, τch = 324 MPa, σ-1 = 383 MPa, τ-1 = 226 MPa. Chọn sơ bộ ứng suất xoắn cho phép là [τ] = 25 MPa, ứng suất uốn cho phép là [σ] = 67 MPa. 1.2. Đường kính sơ bộ của trục: d1>35.T1τ=35.37755525=42,27 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 42 mm tại vị trí thân trục lắp bánh đai. 1.3.Phân tích lực tác dụng lên chi tiết: Lực tác dụng lên bộ truyền đai: Fđ=2.Fo.sinα12=2.828.sin142,42=1567,65 N Lực tác dụng lên bánh răng 1: Ft1=2.T1dm1=2.377555150,1=5030,71 N Fr1=Ft1.tanα.cosδ1 =5030,71.tan20.cos21,8=1700,1 N Fa1=Ft1.tanα.sinδ1 =5030,71.tan20.sin21,8=679,99 N => Ma1=Fa1.dm12=679,99.150,12=51033,25 Nmm 1.4. Xác định các kích thước dọc trục Dựa vào bảng 10.2 (CSTKM), chọn w = 60 mm, x = 10 mm còn lại thể hiện như hình vẽ. 1.5. Vẽ sơ đồ moment: Xét theo phương y: ↑+ΣFy=Fđ-fBy-FCy-Fr1=0 ⤿+MDy=-Fđ.300+FBy.210+FCy.100-Ma1=0 FBy+FCy=Fđ-Fr1=1567,65-1700,1=-132,45 (1) FBy.210+FCy.100=Fđ.300+Ma1 (2) =1567,65.300+51033,25=521328,25 Từ (1), (2) suy ra FBy =4859,76 N, FCy = -4992,21 N Moment xoắn : T=Ft1.1752=5030,71.1752=440187,13 Nmm Xét theo phương x: ↙+ΣFx=FBx-FCx-Ft1=0 ⤿+MDx=FBx.210-FCx.100=0 FBx-FCx=Ft1=5030,71 FBx.210-FCx.100=0 FBx=-4573,73 N FCx=-9604,08 N *** Mặt cắt nguy hiểm tại C: dc≥3MtđC0,1.σ=3653687,30,1.67=46,03 mm MtđC=MxC2+MyC2+0,75.TC2 =1700102+503070,72+0,75.440187,132 =653687,3 Nmm Trục có rãnh then nên: d1 = dc + 0,05dc = 1,05dc = 1,05.46,03 = 48,33 mm Chọn trục theo tiêu chuẩn dc = 50 mm 1.6. Chọn then: Chọn then cho trục tại vị trí A lắp bánh đai và vị trí D lắp bánh răng có đường kính dA = dD = 42 mm. Tra phụ lục 13.1 (CSTKM) ta chọn then bằng đầu tròn có chiều rộng b = 12 mm, chiều cao h = 8 mm, chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 5 mm, chiều sâu rãnh then trên mayơ t2 = 3,3 mm. * Chọn vật liệu là thép C45 Chiều dài then l ≤ 1,5.d = 1,5.42 = 63 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn l = 63 mm 1.7.Kiểm tra độ bền then: Kiểm tra độ bền dập [σd] = 150 MPa ll=l-b=63-12=5 mm : chiều dài làm việc t2 = 0,4.h = 0,4.8 = 3,2 mm : độ sâu rãnh then trên mayơ. T1 = 377555 Nmm => σd=2.T1t2.d.ll=2.3775553,2.42.51=110,16 MPa<σd Kiểm tra theo độ bền cắt [τc] = 90 MPa τc=2.T1b.d.ll=2.37755512.42.51=29,38<τc 1.8. Kiểm tra bền trục: Moment cản uốn: W=π.d332-b.t1.d-t122.d=π.42332-12.5.42-522.42=6295,72 mm3 Do trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng: σa=σmax=MtdCW=571640,356295,72=90,8 MPa σm = 0 Kiểm nghiệm theo ứng suất xoắn: Moment cản xoắn: W0=π.d316-b.t1.d-t122.d =π.42316-12.5.42-522.42=13569,29 mm3 Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động khi trục quay 1 chiều: τa=τm=τmax2=T12.W0=3775552.13569,29=13,9 MPa 1.9. Hệ số an toàn: Tại A, D có sự tập trung ứng suất rãnh then. Theo bảng 10.8 (CSTKM) ta chọn: Kσ = 2,05, Kτ = 1,9 với [σb] = 750 MPa < 800MPa, β = 1,8. Theo bảng 10.3 (CSTKM) ta chọn: εσ = 0,84, ετ = 0,78 Theo bảng trang 139 (CSTKM) ta chọn:Ψσ = 0,1, Ψτ = 0,05 Các hệ số an toàn tại A, D: sσ=σ-1Kσ.σaεσ.β+Ψσ.σm=3832,05.90,80,84.1,8+0,1.0=3,11 sτ=τ-1Kτ.τaετ.β+Ψτ.τm=2261,9.13,90,78.1,8+0,05.13,9=11,59 Hệ số an toàn: s=sσ.sτsσ2+sτ2=3,11.11,593,112+11,592=3≥s=1,5 2. Trục II: 2.1. Chọn vật liệu: Chọn vật liệu để chế tạo là C45 như trục I. Chọn ứng suất sơ bộ cho phép là [τ] = 30 MPa và [σ] = 67 MPa, T2 = 1076756,29 Nmm. 2.2. Đường kính sơ bộ của trục: d2≥35.T2τ=35.1076756,2930=56,4 mm Chọn d2 = 60 mm tại vị trí thân trục lắp ổ bi. 2.3. Tính kích thước dọc trục: l=2.l2+2x+w2=2.72+2.10+702=254 mm với x = 10 mm, w = 70 mm l2 = 1,2.d2 =1,2.60 = 72 mm (Dựa vào bảng 10.2/CSTKM) 2.4.Phân tích lực tác dụng lên chi tiết: Bánh răng: Ft2 = Ft1 = 5030,71 N Fa2 = Fr1 = 1700,1 N Fr2 = Fa1 = 679,99 N => Ma2=Fa2.dm22=1700,1.450,22=382692,51 Nmm 2.5. Vẽ sơ đồ moment: Xét theo phương y: ↑+ΣFy=-FBy-Fr2-FDy=0 ⤿+ΣCy=FBy.173+Ma2-FDy.81=0 FBy+FDy=-Fr2=-679,99 FBy.173-FDy.81=-Ma2=-382692,51 FBy = -1723,51 N và FDy = 1043,52 N Moment xoắn: T=Ft2.5252=5030,71.5252=1320561,38 Nmm Xét theo phương x: ↙+ΣFCx=-FBx-Ft2-FDx=0 ⤿+MCx=-FBx.173+FDx.81=0 FBx+FDx=-Ft2=-5030,71 -FBx.173+FDx.81=0 FBx=-1604,28 N FDx=-3426,4 N Mặt cắt nguy hiểm tại C: dC≥3MtdC0,1.σ=31237495,0590,1.67=56,95 mm MtdC=MxC2+MyC2+0,75.TC2 =382692,512+277540,442+0,75.1320561,382 =1237495,059 Nmm Trục có rãnh then nên: d1 = dc + dc.0,05 = 1,05dc = 1,05.56,95 = 59,81 mm Chọn dc = 63 mm 2.6. Chọn then: Chọn then cho trục tại vị trí C lắp bánh răng dc = 63 mm và tra phụ lục 13.1 (BTCSTKM) ta chọn then bằng đầu tròn có chiều rộng b = 18 mm, chiều cao h = 11 mm, chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 7 mm, chiều sâu rãnh then trên mayơ t2 = 4,4 mm. Vật liệu then chọn thép C45. Chiều dài : l≤1,5.dC=1,5.63=94,5 mm Chọn l = 90 mm. 2.7. Kiểm tra độ bền then: Kiểm tra độ bền dập [σd] = 150 MPa ll=l-b=90-18=72 mm : chiều dài làm việc t2=0,4.h=0,4.11=4,4 mm : chiều sâu then trên mayơ σd=2.T2t2.dC.ll=2.1076756,294,4.63.72=107,9 MPa<σd Kiểm tra theo độ bền cắt [τc] = 120 MPa τC=2.T2b.dC.ll=2.1076756,2918.63.72=26,38 MPa<τC 2.8. Kiểm tra bền trục: Kiểm nghiệm theo ứng suất uốn Moment cản uốn: W=π.dC332-b.t1.dC-t122.dC =π.63332-18.7.63-722.63=21412,31 mm3 Do trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng σa=σmax=McW=1225765,8421412,31=57,25 MPa σm = 0 Kiểm nghiệm theo ứng suất xoắn: Moment cản xoắn: W0=π.dC316-b.t1.dC-t122.dC =π.63316-18.7.63-722.63=45960,61 mm3 Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động trục quay 1 chiều: τa=τm=τmax2=T22.W0=1076756,292.45960,61=11,71 MPa 2.9. Hệ số an toàn: Tại C có sự tập trung ứng suất của rãnh then Chọn như bánh răng 1 Các hệ số an toàn tại C sσ=σ-1Kσ.σaεσ.β+Ψσ.σm=3832,05.57,250,84.1,8+0,1.0=4,93 sτ=τ-1Kτ.τaετ.β+Ψτ.τm=2261,9.11,710.78.1,8+0,05.11,71=13,75 => Hệ số an toàn: s=sσ.sτsσ2+sτ2=4,93.13,754,932+13,752=4,64>s=1,5 CHƯƠNG 4: CHỌN KHỚP NỐI 1. Chọn khớp nối: Ta chọn khớp nối vòng đàn hồi. Vật liệu làm chốt là thép C45 với ứng suất uốn cho phép [σF] = 90 MPa, ứng suất dập cho phép của ống cao su [σd] = 4 MPa. Hệ số chế độ làm việc K = 1,25 (Bảng 14.1 CSTKM) Moment xoắn danh nghĩa T = 1057106,59 Nmm Theo phụ lục 11.5 (SBTCSTKM) ta chọn nối trục đàn hồi có thể truyền moment xoắn T = 1000000 Nmm khi đường kính trục d = 50 mm. Nối trục này có số chốt z = 6, đường kính chốt dc = 18 mm, chiều dài lc = 42 mm, nối trục đàn hồi có chiều dài l0 = 36 mm. Đường kính qua tâm chốt D0 = 140 mm, khe hở c = 5 mm, l1 = 25mm, l2 = 45 mm, đai ốc M12. Chiều dài khớp nối L = (3¸4).d = 3.50 = 150 mm 2. Kiểm nghiệm độ bền khớp nối: 2.1. Kiểm nghiệm độ bền uốn theo công thức: σF=32.Tt.lc2.z.π.D0.dc3=32.T.K.lc2.z.π.D0.dc3 =32.1,25.1057106,59.42π.2.6.140.183=57,7<σF=90 MPa 2.Kiểm tra độ bền dập giữa chốt và vòng cao su: σd=2.K.Tz.D0.dc.Dc=2.1,25.1057106,593.140.18.42=3,96<σd=4 MPa Do đó điều kiện bền uốn và bền dập được thỏa mãn. 3. Thiết kế gối đỡ trục: 3.1.Gối đỡ trục 1: Đường kính ngõng trục d = 50 mm Tiến hành chọn ổ đũa côn. Số vòng quay n = 276,72 vg/ph, tuổi thọ Lh = 21600 giờ, a = 140 3.1.1. Hệ số tải trọng dọc trục: e = 1,5.tga = 1,5. tg140 = 0,374 3.1.2. Tải trọng hướng tâm tác dụng lên trục B,C: FrB=FBy2+FBx2=5277,362+5030,712=7290,9 N FrC=FCy2+FCx2=5409,812+10061,422=11923,6N 3.1.3. Thành phần lực dọc trục gây ra do lực hướng tâm gây nên: SB = 0,83.e.FrB = 0,83.0,374.7290,9 = 2263,2 N SC = 0,83.e.FrC = 0,83.0,374.11923,6 = 3701,3 N Theo bảng 11.12 (CSTKM) Vì SB < SC và Fa1 = 679,99 N <SC – SB= 3701,3 – 2263,2 =1438,1N nên tải trọng dọc trục tính toán đối với ổ bên phải FaC = SC 3701,3 N Đối với ổ bên trái FaB =SC – Fa1 = 3701,3 – 679,99 = 3021,31 N Ta chọn ổ theo ổ bên phải vì tải trọng tác dụng lớn hơn. 3.1.4. Hệ số Kσ = 1 do tải trọng tĩnh, Kt = 1 do vòng trong quay 3.1.5. Vì tỉ số: FaCFrC=3701,311923,6=0,31<e=0,374 Do đó theo bảng 11.3 (CSTKM) tra được X = 1 và Y = 0 3.1.6. Tải trọng động quy ước: Q = (X.V.Fr + V.Fa).Kσ.Kτ = (1.1.11923,6 + 0.3701,3).1.1 = 11923,6 N 3.1.7. Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay: L=60.Lh.n106=60.21600.276,72106=359 triệu vòng 3.1.8. Khả năng tải động tính toán: C=Q.mL3=11923,6.103593=69652,34 N 3.1.9. Theo phụ lục 9.4 (SBTCSTKM) ta chọn ổ cỡ trung kí hiệu 7310 có khả năng tải động C = 100000 N và số vòng quay tới hạn khi bôi trơn bằng mỡ là nth = 4800 vg/ph. 3.1.10.Tuổi thọ xác định theo công thức: L=CQm=10000011923,6103=1198,5 triệu vòng quay 3.1.11. Tuổi thọ tính bằng giờ: Lh=106.L60.n=106.1198,560.276,72=71184,88 giờ 3.2. Gối đỡ trục II: Đường kính ngõng trục là d = 60 mm Tiến hành chọn ổ đũa côn Số vòng quay n = 92,24 vg/ph, tuổi thọ Lh = 21600 giờ, a = 140 3.2.1 Lực tác dụng lên ổ: Lực hướng tâm tác dụng lên ổ B: FrB=FBx2+FBy2=1433,992+1982,112=2446,44 N Lực hướng tâm tác dụng lên ổ D: FrD=FDx2+FDy2=3596,722+1302,122=3825,2N Tải trọng dọc trục do bánh răng gây ra: Fa2 = 1700,1 N 3.2.2. Theo bảng 11.3 (CSTKM), hệ số tải trọng dọc trục: e = 1,5.tga = 1,5.tg140 = 0,374 3.2.3. Thành phần lực dọc trục sinh ra do lực hướng tâm gây nên: SB = 0,83.e.FrB = 0,83.0,374.2446,44 = 759,4 N SC = 0,83.e.FrD = 0,83.0,374.3825,2 = 1187,4 N Vì SB SD – SB = 1187,4 – 759,4 = 428N nên tải trọng dọc trục tính toán đối với ổ bên trái: FaB = SB = 759,4 N Đối với ổ bên phải: FaD = SB + Fa2 = 759,4 + 1700,1 = 2459,5 N Ta chọn ổ theo ổ bên phải vì có tải trọng tác dụng lớn hơn. 3.2.4. Chọn Kσ = 1 do tải trọng tĩnh, Kτ = 1, V = 1 do vòng trong quay 3.2.5. Vì tỉ số: FaDFrD=2459,53825,2=0,642>e=0,374 Do đó theo bảng 11.3 (CSTKM) ta tra được: X = 0,4 và Y = 0,4.cotga = 0,4.cotg 140 = 1,6 3.2.6. Tải trọng động quy ước tính theo công thức: Qr = (X.V.Fr + Y.Fa).Kσ.Kτ = (0,4.1.3825,2 + 1,6.2459,5).1.1 =5465,28 N 3.2.7. Tuổi thọ tính bằng triệu vòng: L=60.Lh.n106=60.21600.92,24106=119,5 triệu vòng 3.2.8. Khả năng tải động tính toán: Ctt=Q.10L3=5465,28.10119,53=22952,12 N 3.2.9. Tra bảng phụ lục 9.4 (SBTCSTKM). Ta chọn ổ cỡ nhẹ kí hiệu 7212 với C = 78000 N và số vòng quay tới hạn khi bôi trơn bằng mỡ nth = 4500 vg/ph. 3.2.10. Tuổi thọ của ổ: L=CQm=780005465,28103=7051,38 triệu vòng 3.2.11. Tuổi thọ tính bằng giờ: Lh=106.L60.n=106.7051,3860.92,24=1274100,2 giờ 4. Thiết kế vỏ hộp: Chọn thiết kế vỏ hộp giảm tốc bằng phương pháp đúc. Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và các bộ phận của máy tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đế, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi. Vật liệu là gang xám GX 15 – 32 Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua các trục để lắp các chi tiết thuận tiện và dễ dàng hơn. Bề mặt lắp ráp và thân được cạo sạch hoặc mài để lắp sít, khi lắp có một lớp sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt. Mặt đáy hộp giảm tốc nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc từ 10. Kết cấu hộp giảm tốc đúc với các kích thước cơ bản sau: 4.1. Chiều dày: - Thân hộp: δ = 0,03.a + 3 = 0,03.525 + 3 = 18,75 mm Với a là khoảng cách tâm, chọn a = de2 = 525 mm. - Nắp hộp: δ1 = 0,9.δ = 0,9.18,75 = 16,88 mm 4.2. Gân tăng cứng: - Chiều dày: e = 0,8.δ = 0,8. 18,75 = 15 mm - Chiều cao: h < 60 mm - Độ dốc khoảng 20 4.3. Đường kính bulong: -Bulong nền: d1 > 0,04.a + 10 = 0,04.525 + 10 = 31 mm Chọn d1 = 33 mm - Bulong cạnh ổ: d2 = 0,7.d1 = 0,7.33 =23,1 mm Chọn d2 = 24 mm - Bulong ghép bích nắp và thân: d3 = 0,8.d2 = 0,8.24 = 19,2 mm Chọn d3 = 20 mm - Vít ghép nắp ổ: d4 = 0,6.d2 = 0,6.24 = 14,4 mm Chọn d4 = 16 mm - Vít ghép nắp cửa thăm: d5 = 0,5.d 2 = 0,5.24 = 12 mm Chọn d5 = 12 mm 4.4. Mặt bích ghép nắp và thân: - Chiều dày bích thân hộp: S3 = 1,5.d3 = 1,5.20 = 30 mm - Chiều dày bích nắp hộp: S4 = S3 = 30 mm Bề rộng bích nắp và thân: K3 = K2 – 4 4.5. Mặt đế hộp: - Chiều dày: Khi không có phần lồi: S1 = 1,4.d1 = 1,4.33 = 46,2 mm - Bề rộng mặt đế hộp: K1 ≈ 3d1 = 3.33 = 99 mm q ≥ K1 + 2.δ = 99 + 2.18,75 = 136,5 mm 4.6. Khe hở giữa các chi tiết: - Giữa bánh răng với thành trong hộp: D ≥ 1,2.δ = 1,2.18,75 = 22,5 mm ≈ 23 mm - Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp D1 ≥ (3¸5).δ = 4.18,75 = 75 mm - Giữa mặt bên các bánh răng với nhau: D2 ≥ δ = 18,75 mm ≈ 19 mm 4.7. Số lượng bulong nền: z = 4 5. Hệ thống bôi trơn: 5.1. Chọn dầu bôi trơn: Thông số đầu vào σH = 510 MPa Độ nhám bề mặt 260 HB ≈ 270 HB Dựa vào công thức 13.6 (CSTKM) ta có: cbr=10-5.HHV.σH2v=10-5.270.51022,17=323,63 Theo đồ thị hình 13.9 (CSTKM) ta chọn u50 = 70.106 m2/s Theo bảng 13.1 (CSTKM) ta chọn dầu bôi trơn ISOVG68. 5.2. Kiểm tra điều kiện bôi trơn: Mức dầu thấp nhất ngập (0,75¸2) bề rộng răng b (b=78,86) của bánh răng. Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và mức dầu cao nhất Dh = hmax – hmin = 10 mm Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/6 đường kính bánh răng (de2 = 525 mm) Tổng hợp 3 điều kiện trên thì để đảm bảo điều kiện bôi trơn phải thỏa mãn bất đẳng thức sau: H=0,5.de2-0,75.b-10÷15>13.de2 =0,5.525-0,75.78,86-15=188,36>13.525=175 Do đó hộp giảm tốc thỏa mãn điều kiện bôi trơn. 6. Các chi tiết phụ: 6.1. Chốt định vị: Chọn chốt định vị hình côn d = 8 mm, chiều dài l = 30mm Tra bảng 18.4b (TTTKHDĐCK tập 2) ta có bảng số liệu sau: Đường kính Vát mép Chiều dài chốt định vị 8 1,2 30 6.2. Chọn nút tháo dầu: Chọn nút tháo dầu M20x2. Các thông số (tra trong bảng 18.7 -TTTKHDĐCK tập 2): d b m f L c q D S D0 M20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4 6.3.Chọn nút thông hơi: Chọn nút thông hơi M27x2 với các thông số: (chọn theo bảng 18.6 TTTKHDĐCK tập 2) A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27x2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 6.4. Chọn bulong vòng: Chọn bulong vòng M8 Các thông số tra theo bảng 18.3a (TTTKHDĐCK tập 2) d d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 l f b c x r r1 r2 M8 36 20 8 20 13 18 6 5 18 2 10 1,2 2,5 4 4 6.5. Vòng chắn dầu: Vòng chắn dầu có nhiệm vụ không cho dầu bôi trơn bộ truyền bánh răng tiếp xúc với mỡ bôi trơn ổ đũa côn. 7. Dung sai lắp ghép: Dựa vào kết cấu và yêu cầu làm việc, chế độ tải trọng của các chi tiết trong hộp giảm tốc mà ta chọn các kiểu lắp ghép khác nhau và được thể hiện như trên bản vẽ lắp. KẾT LUẬN Đồ án thiết kế chi tiết máy là môn học cung cấp những kiến thức tổng quát cần thiết cho các sinh viên ngành kĩ thuật nói chung và sinh viên cơ khí nói riêng. Môn đồ án này đã giúp em ôn lại và kết hợp hầu hết các môn chuyên ngành cơ khí bởi vậy càng giúp sinh viên biết rõ hơn về công việc của một kĩ sư tương lai. Giúp chúng em cũng cố lại hầu hết kiến thức chuyên ngành đã học trong thời gian qua. Tuy nhiên bên cạnh đó do còn thiếu kinh nghiệm về thiết kế nên vẫn còn nhiều thiếu sót. Đặc biệt do ít tiếp xúc với thực tế nên chắc chắn trong quá trình thiết kế sẽ không hoàn toàn phù hợp với nhu cầu, thị trường thực tế một cách tối ưu nhất. Sau hơn 10 tuần nghiên cứu thiết kế Hệ dẫn động cơ khí : Hộp giảm tốc bánh răng côn một cấp, bằng việc tham khảo nghiên cứu các tài liệu liên quan cùng sự hướng dẫn tận tình của các thầy cô và sự giúp đỡ của bạn bè em đã hoàn thành đồ án đúng thời hạn quy định. Rất mong nhận được sự đóng góp ý kiến xây dựng của thầy cô và các bạn!!! Sinh viên thực hiện Nguyễn Mai Đạt TÀI LIỆU THAM KHẢO 1. Cơ sỏ thiết kế máy – TS. Nguyễn Hữu Lộc – NXB ĐH Quốc gia TP.HCM 2. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 – PGS.TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển – NXB Giáo dục 3. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2 – PGS.TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển – NXB Giáo dục 4. Giáo trình Vẽ cơ khí và dung sai lắp ghép – TS. Lê Đình Phương.