MỤC LỤC

Lời nói đầu...................                                                                                              

Chương 1 - Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền..................

1.1.Chọn động cơ...................

1.2.Phân phối tỷ số truyền..................

1.3.Xác định các thông số và lực tác dụng..................

Chương 2 - Tính toán thiết kế các bộ truyền................

2.1.Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh.................

2.2.Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm...................

2.3.Thiết kế bộ truyền động xích.................

Chương 3- Tính toán thiết kế trục................

3.1.Chọn vật liệu....................

3.2.Xác định sơ bộ đường kính trục...................

3.3.Tính toán sơ bộ chiều dài trục.........................

3.4.Tải trọng tác dụng lên trục.......................

3.5..Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi................

3.6.Chọn then....................

Chương 4 - Tính toán chọn ổ lăn...................

4.1 .Tính toán chọn ổ lăn trục I....................

4.2 .Tính toán chọn ổ lăn trục II...................

4.3 .Tính toán chọn ổ lăn trục III...................

Chương 5 : Thiết kế võ hộp giảm tốc................

5.1.Võ hộp..................

5.2.Các kích thước cơ bản của vỏ hộp................

 Chương 6 - Các chi tiết  phụ....................

6.1.Chọn nối trục....................

6.2 Vòng phớt......................

6.3 Vòng chắn dầu...............

6.4 Chốt định vị..................

6.5 Nắp của thăm..................

6.6.Nút thông hơi.................

6.7 Nút tháo dầu..................

6.8 Que thăm dầu...............

Chương 7 - Bảng dung sai lắp ghép..................

7.1 Dung sai ổ lăn....................

   7.2  Lắp ghép bánh răng lên trục.................

   7.3 Lắp ghép nắp, ổ và thân hộp................

   7.4 Lắp ghép vòng chắn dầu lên trục................

   7.5Lắp chốt định vị...................

  7.6 Lắp ghép then...................

  7.7 Bảng chi tiết dung sai của hệ hệ thống.....................

Kết luận..................

Chú thích....................

Tài liệu tham khảo..................

Mục lục..................

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 cơ khí hiện đại. Vì thế tầm quan trọng của các hệ thống dẫn động cơ khí là rất lớn. Hiểu biết lý thuyết và vận dụng nó trong thực tiễn là một yêu cầu cần thiết đối với một người kỹ sư.

    Để nắm vững lý thuyết và chuẩn bị tốt trong viểc trở thành một người kỹ sư trong tương lai. Đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí trong ngành cơ khí là một môn học giúp cho sinh viên ngành cơ khí làm quen với những kỹ năng thiết kế, tra cứu và sử dụng tài liệu được tốt hơn, vận dụng kiến thức đã học vào việc thiết kế một hệ thống cụ thể. Ngoài ra môn học này còn giúp sinh viên cũng cố kiến thức của các môn học liên quan, vận dụng khả năng sáng tạo và phát huy khả năng làm việc theo nhóm.

     Trong quá trình trình thực hiện đồ án môn học này, chúng em luôn được sự hướng dẫn tận tình của thầy: …………….. và các thầy bộ môn trong khoa cơ khí. Em xin chân thành cảm ơn các thầy đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ án môn học này.

                                                                                                                      ……., ngày…tháng…..năm20…..

                                                                                                                           Sinh viên thực hiện

                                                                                                                               …………………

CHƯƠNG 1

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1. Chọn động cơ:

1.1.1    .Công suất cần thiết:

Công suất cần thiết của động cơ được áp dụng theo công thức sau: 

Trong đó :

-       P_t = 8,5 KW :Công suất trên trục băng tải.

-        :Hiệu suất của hệ thống truyền động.

§      :Hiệu suất  truyền động của khớp nối.

§  :Hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn.

§  :Hiệu suất truyền động của cặp bánh răng.

§  :Hiệu suất truyền động của đai.

Vậy:            P_ct =    = 10,21 KW          

1.1.2    .Số vòng quay đồng bộ của động cơ:

-   f =50 Hz :Tần số dòng điện xoay chiều của mạng điện nước ta .

-   p = 2       : Số đầu cực

Vậy

1.1.3    .Chọn động cơ:

 Theo bảng P1.3 [p1.3,(1)] ta có các thông số của động cơ chọn như sau:

1.1.4    .Kiểm tra động cơ đã chọn:

a. Kiểm tra điều kiện mở máy: Khi mở máy mômen tải không được vượt quá mômen khởi động của động cơ nếu không động cơ sẽ không chạy.

Thật vậy :

Trong đó     T_mm = T_qt=1,4 T

                     (Bảng động cơ đã chọn)

b. Kiểm tra điều kiện làm việc: Mômen quá tải lớn nhất của động cơ không vượt qua mômen cho phép của động cơ.

     Nghĩa là :

                   ;

Mômen của động cơ :

              =  = 72,05 Nm

     Suy ra: T_dc = 0,832.2,2.72,05 = 131,88 Nm

Mômen quá tải lớn nhất của động cơ :

             T_Maxqtdc = K_qt.T_can = K_qt.  = 1,4.  = 93,684 Nm

     Vậy :     

1.2            .Phân phối tỷ số truyền:

Tỷ số truyền của hệ thống truyền động :

                              i_ht =   =  = 34,71 ≈ 35         

Mà          

  Chọn      i_d=2÷6 : Tỷ số truyền của đai. Chọn i_d =2

                       i_k=1: Tỷ số truyền của khớp nối.

Suy ra:  =  =  = 17,5

i_bn : Tỷ số truyền của bánh răng nghiêng.

i_bt  : Tỷ số truyền của bánh răng thẳng.

Để dễ dàng cho việc bôi trơi các bánh răng trong hộp số. Chọn i_bn=(1,2 ÷ 1,3 )i_bt

Vậy:      h_hs = 3.3,73 =11,19

1.3            .Xác định các thông số và lực tác dụng:

1.3.1    .Tính toán tốc độ quay của trục:

-       Trục động cơ :          (v/ph)

-       Trục I :                  (v/ph)

-       Trục II :                 (v/ph)

-       Trục III :                (v/ph)

-       Trục IV:                   =   = 65,14 (v/ph)

1.3.2    .Công suất trên trục:

-       Công suất danh nghĩa trên trục động cơ :

           (KW)

-       Công suất danh nghĩa trên trục I:

         (KW)

-       Công suất danh nghĩa trên trục II :

         (KW)

-       Công suất danh nghĩa trên trục III:

         (KW)

-       Công suất danh nghĩa trên trục IV:

         (KW)

1.3.3    .Mômen xoắn trên các trục:

-       Trục động cơ :          (Nm)

-       Trục I :                   (Nm)

-       Trục II :                 (Nm)

-       Trục III:                 (Nm)

-       Trục IV :                (Nm)

1.3.4    .Bảng số liệu động học:

CHƯƠNG 2  

TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

2.1. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh:( Bánh răng nghiêng )  

2.1.1    .Chọn vật liệu:

        Từ các thông số tính được ở chương I. Ta thấy bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình. Do đó ta chọn thép thường hoá để chế tạo bánh răng.

         Để có thể chạy mòn tốt, lấy độ rắn của bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răn lớn khoảng 25 ÷ 50HB.

         Vật liệu chọn theo bảng (3 ÷ 8 )Cơ tính của một số loại thép      [B(3-8),(2)]

Bánh răng nhỏ :

Chọn thép 45 thường hoá. Đường kính phôi dưới 100mm, phôi rèn.

-   Giới hạn bền kéo :          ( N/mm² )

-   Giới hạn bền chảy :        ( N/mm² )

-   Độ rắn :  HB₁=200 HB

b. Bánh răng lớn :

Chọn thép 35 thường hoá.Đường kính phôi (100 ÷ 300 )mm, phôi rèn.

-   Giới hạn bền kéo :          ( N/mm² )

-   Giới hạn bền chảy :        ( N/mm² )

-   Độ rắn :  HB₁=170 HB

2.1.2    .Định ứng suất cho phép:

a.     Ứng suất tiếp xúc cho phép:

-       Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn:

Trong đó :   u=1 :Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng.

                   n_II :Số vòng quay trong một phút của bánh răng lớn.

                   T :Tổng thời gian làm việc.

-       Số chu kỳ làm việc của bánh răng nhỏ :

Vì N₁,N₂ đều lớn hơn số chu kỳ của đường cong mõi tiếp xúc và đường cong uốn nên khi tính ứng suất cho phép của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn lấy:

 Chọn =2,6  theo bảng 3 – 9 (Trang 43 – Sách Thiết kế chi tiết máy – NXB Giáo Dục )

-       Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng nhỏ :

                          ( N/mm² )

-       Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng lớn :

                        ( N/mm² )

b.     Ứng suất uốn cho phép:

Do răng làm việc 1 mặt nên :

Trong đó :

          Vì thép thường hoá, phôi rèn nên chọn :

                   Hệ số an toàn: n = 1,5 .

                   Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng:  

                    Giới hạn mỏi của thép 45 :       (N/mm²)

                    Giới hạn mỏi của thép 35 :       (N/mm²)

-       Ứng suất cho phép của bánh nhỏ :

 (N/mm²)

-       Ứng suất cho phép của bánh lớn :

 (N/mm²)

2.1.3    .Sơ bộ chọn hệ số tải trọng:  K=1,3

2.1.4    .Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:

        Do bộ truyền chịu tải trung bình nên chọn:

2.1.5    .Khoảng cách trục A:

Trong đó :

          i_bn :Tỷ số truyền động của bánh răng nghiêng

          K :Hệ số tải trọng

          P_I’ :Công suất của bộ truyền (Trục I)

          Do bộ truyền phân đôi cấp nhanh gồm 2 cặp bánh răng nghiêng. Nên khi tính               toán chỉ cần tính một cặp bánh răng, Với

                                   KW

          :Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn.

           :Hệ số chiều rộng bánh răng.

          =1,25 :Hệ số phản ánh sự tăng tính tải theo sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng  so với bánh răng thẳng.

          n = n_II :Số Vòng quay của bánh bị dẫn (bánh lớn)

Vậy:

                       (mm)

2.1.6    .Vận tốc vòng và cấp chính xác chế tạo bánh răng:

Vận tốc vòng :

                        (m/s)

Với v < 15m/s Theo bảng 3 – 11 .

Chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là cấp 9.

2.1.7    .Định chính xác hệ số tải trọng K:

   K_tt :Hệ số tập trung tải trọng. Do tải trọng hầu như không đổi và độ rắn của bánh răng HB<350, vận tốc vòng v<15 m/s. Nên chọn K_tt=1.

          K_d :Hệ số tải trọng động.

Giả sử :  với cấp chính xác 9 và vận tốc v trong khoảng (3 – 8).

Tra bảng (3 – 14 )[B(3 – 14 ),(2)].Tìm được K_d=1,4

Do đó : K=1.1,4 =1,4

Vì không chênh lệch nhiều so với dự đoán nên có thể không tính lại khoảng cách trục A và có thể lấy: A = 184 mm.

2.1.8    .Xác định môdun, số răng, góc nghiêng của răng và bề rộng bánh răng pháp:

-       Môdun được chọn theo khoảng cách trục A.

                   (mm)

          Theo tiêu chuẩn (bảng 3 – 1 ).Chọn m_n = 2 mm.

-       Sơ bộ góc nghiêng

-       Tống số răng của 2 bánh :

          Số răng trên bánh nhỏ :

   Số răng Z₁ thoả mãn điều kiện là lớn hơn trị số giới hạn cho trong bảng (3 –    15 ).

   Số răng trên bánh lớn :

-       Tính chính xác góc nghiêng.

-       Chiều rộng răng.

          Chiều rộng b thoả mãn điều kiện:

2.1.9    .Kiểm nghiệm sức uốn của răng :

-       Số răng tương đương bánh nhỏ:

-       Số răng tương đương bánh lớn :

-       Theo bảng 3 – 12 ta có:

Hệ số dạng răng của bánh nhỏ :y₁=0,4334

Hệ số dạng răng của bánh lớn : y₂=0,5158

-       Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ :

           = 1,5 hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiếng so với bánh răng thẳng.

                              (N/mm²)

          Thoả điều kiện

-       Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn :

                          (N/mm²)

            Thoả điều kiện

2.1.10                       .Các thông số hình học chủ yếu của bộ  truyền :

-       Mônmen pháp :m_n = 2mm

-       Số răng :           Z₁=45 ; Z₂=135

-       Góc ăn khớp:    =20⁰

-       Góc nghiêng :    

-       Đường kính vòng chia (vòng lăn )

-       Đường kính trục: A=184 mm

-       Chiều rộng bánh răng: b =55,2 mm

-       Đường kính vòng đỉnh răng

-       Đường kính vòng chân răng

2.1.11                       Tính toàn lực tác dụng lên trục:

-  Lực vòng :

-  Lực hướng tâm :

  -  Lực dọc trục trên một cặp bánh răng nghiêng :                           

2.2            . Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm:( Bánh răng  trụ thẳng)

2.2.1    .Chọn vật liệu :

Vật liệu chọn theo bảng (3 – 8 )Cơ tính của một số loại thép [B(3 - 8) , (2)]

Bánh răng nhỏ :

Chọn thép 45 thường hoá.Đường kính phôi trong khoảng 100 – 3mm, phôi rèn.

-   Giới hạn bền kéo :          ( N/mm² )

-   Giới hạn bền chảy :   ( N/mm² )

-   Độ rắn :  HB₁=190 HB

Bánh răng lớn :

Chọn thép 35 thường hoá.Đường kính phôi (300 - 500 )mm, phôi rèn.

-   Giới hạn bền kéo :          ( N/mm² )

-   Giới hạn bền chảy :   ( N/mm² )

-   Độ rắn :  HB₁=170 HB

2.2.2    .Định ứng suất cho phép :

a.     Ứng suất tiếp xúc cho phép :

-       Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn :

-       Số chu kỳ làm việc của bánh răng nhỏ :

Vì N₁,N₂ đều lớn hơn số chu kỳ sơ sở của đường cong mõi tiếp xúc và đường cong uốn nên khi tính ứng suất cho phép của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn lấy

 Chọn =2,6  theo bảng 3 – 9 (Trang 43 – Sách Thiết kế chi tiết máy – NXB Giáo Dục)

-       Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng nhỏ :

                           ( N/mm² )

-       Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng lớn :

                             ( N/mm² )

b.     Ứng suất uốn cho phép :

Vì răng làm việc 1 mặt nên :

Vì thép thường hoá, phôi rèn nên chọn :

          Hệ số an toàn n = 1,5 .

          Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng  

          Giới hạn mỏi của thép 45 :       ( N/mm² )

          Giới hạn mỏi của thép 35 :       ( N/mm² )

-       Ứng suất cho phép của bánh nhỏ :

             ( N/mm² )

-       Ứng suất cho phép của bánh lớn :

           ( N/mm² )

2.2.3    .Sơ bộ chọn hệ số tải trọng  : K=1,3

2.2.4    .Chọn hệ số chiều rộng bánh răng :

        Do bộ truyền chịu tải trung bình nên chọn

2.2.5    .Khoảng cách trục A :

          n = n_III :Số vòng quay của bánh bị dẫn (bánh lớn)

Vậy:

                                     (mm)

2.2.6    .Vận tốc vòng và cấp chính xác chế tạo bánh răng :

Vận tốc vòng :

                                  (m/s)

Với v < 5m/s Theo bảng 3 – 11 [B(3-11),(2)].

Chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là cấp 9.

2.2.7    .Định chính xác hệ số tải trọng K :

   K_tt :hệ số tập trung tải trọng. Do tải trọng hầu như không đổi và độ rắn của bánh răng HB<350,vận tốc vòng v<15 m/s.Nên chọn: K_tt=1.

          K_d :hệ số tải trọng động.

Tra bảng (3 – 13) [B(3-13),(2)]..Tìm được K_d=1,45

Do đó : K=1.1,45 =1,45

Vì có sự chênh lệch nhiều so với dự đoán nên phải tính lại khoảng cách trục A :

                                 ( mm )

  Để thuận tiện cho việc thiết kế, ta chọn khoảng cách trục A còn lại là: 323mm

2.2.8    .Xác định môdun, số răng, góc nghiêng của răng và bề rộng bánh răng pháp :

-       Môdun được chọn theo khoảng cách trục A.

                          (mm)

          Theo tiêu chuẩn (bảng 3 – 1 ) [B(3-1),(2)]..Chọn m_n = 3 mm.

          Số răng trên bánh nhỏ :

   Số răng trên bánh lớn :

-       Chiều rộng răng.

                         .

2.2.9    .Kiểm nghiệm sức uốn của răng :

-       Theo bảng 3 – 12  [B(3-12),(2)].ta có:

Hệ số dạng răng của bánh nhỏ :y₁=0,461334

Hệ số dạng răng của bánh lớn : y₂=0,517158

-       Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ :

                   (N/mm²)

                      Thoả điều kiện

-       Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn :

                   (N/mm²)

              Thoả mãn điều kiện

2.2.10                       .Các thông số hình học chủ yếu của bộ  truyền :

-       Mônmen pháp :m_n = 3 mm

-       Số răng:  Z₁=45 ; Z₂=135

-       Góc ăn khớp:       =20⁰

-       Đường kính vòng chia (vòng lăn )

-       Đường kính trục :     mm

-       Chiều rộng bánh răng:  b =129 mm

-       Đường kính vòng đỉnh răng

-       Đường kính vòng chia răng

2.2.11                       .Tính toàn lực tác dụng lên trục :

-           Lực vòng :

-           Lực hướng tâm :

2.3            .Thiết kế bộ truyền động đai.

2.3.1. Chọn loại đai phù hợp với khả năng làm việc:

      Do chế độ làm việc yêu cầu đối với bộ truyền đai là làm việc ổn định trong hai ca tương đương với 16h. Cho nên đai phải có độ bền cao thêm vào đó vẫn phải bảo đảm yêu cầu về kinh tế là là giá thành phải tối thiểu nhất. Cho nên ta lựa chọn loại đai thang được làm bằng vải và cao su. 

2.3.2 Xác định đường kính đai nhỏ:

     Đường kính đai nhỏ được xác định bởi công thức thực nghiệm:

ở đây T₁ là mômen xoắn trên trục chủ động nên ta có: T₁ = T_dc = 68640(N.mm).

    Thay số vào ta có xác định sơ bộ đường kính bánh đai như sau:

= 212,909 262,04 (mm)

Theo dãy tiêu chuẩn ta sẽ chọn được: d₁ = 220 (mm).

Khi đó vận tốc đai được xác định bởi công thức như sau:

8,39(m/s)

Do v = 8,39 (m/s) < v_max = (25¸30) (m/s). Cho nên đường kính d₁ là phù hợp với điều kiện làm việc của bộ truyền.

3.2.3. Xác định đường kính đai lớn.

Đường kính đai lớn được xác định bởi công thức:  d₂=d₁.i(1-ε)             

Trong đó:

          - i là tỉ số chuyền của bộ chuyền đai  Þ i = i_bn = 3

          - ε là hệ số trượt đối với đai vải cao su thì ε = 0,01 .

          - d₁ là đường kính của bánh đai nhỏ sau khi chuẩn hoá.

=> d₂ = d₁.i.(1- ε) =220.3(1-0,01) =653,4(mm)

Theo dãy tiêu chuẩn ta sẽ chọn d₂ = 653 (mm). Bảng 21.15 (Trang163-Tập2:Tính ..).

* Kiểm nghiệm lại số vòng quay thực của bánh  bị dẫn. Ta có số vòng quay thực của bánh bị dẫn được xác định bởi công thức như sau:

243,184(vg/ph)

Với sai số vòng quay:      % = 2,18%

Þ Dn < 4% đây là giá trị vẫn đáp ứng được điều kiện bộ truyền đai làm việc bình thường tức là bảo được tỉ số chuyền cần thiết. Cho nên đường kính d₂ đã tính toán trên đây đạt yêu cầu.

2.3.4. Xác định khoảng cách giữa hai trục bánh đai A và chiều dài của đai L.

Ta biết rằng chiều dài đai tối thiều L_min sơ bộ được xác định bởi công thức như sau:

                     (m)

Vậy L_min = 1,678 (m) = 1678 (mm).

Khi đó khoảng cách giữa hai trục a được xác định theo L_min như sau:

Thay số vào công thức trên ta xác định được khoảng cách hai trục bánh đai:

 =153,542 ≈154

       Nhận thấy ngay rằng A < 2.(d₁ + d₂) là vô lý vì 154 < 2.(220+653) = 1746 (mm).

Vậy ta phải xác định chiều dài  đai L theo khoảng cách giữa hai trục bánh đai A.

Chọn A= 2.(d₁ + d₂)  = 1746 (mm). Khi đó L xác định theo công thức sau:

Thay số vào công thức trên ta thu được giá trị của L như sau:

= 4862,80(mm)

      Tuy nhiên tuỳ thuộc vào cách thức nối đai ta có thể tăng thêm chiều dài dây đai từ 100¸400 (mm) để bộ truyền làm việc tốt.

2.3.5. Tính góc ôm đai a₁.

Góc ôm a₁ trên bánh nhỏ được xác định bởi công thức sau:

                  a₁ = 180⁰ - g =                          .

Thay các giá trị của d₁ và d₂ vào công thức trên đây ta có:

                     == 30,503⁰ = 30,8^’

Nhận thấy rằng a₁  = 30,8’ > 150⁰  thỏa mãn yêu cầu về góc ôm đai.

2.3.6. Xác định chiều dày (d) và chiều rộng (b) của đai thang.

      Để đai ta thiết kế làm việc tốt cho hiệu suất bộ truyền khác 0 thì đai thiết kế ra phải đáp ứng được khả năng kéo của đai phát sinh ra trong quá trình làm việc không được vượt quá một giá trị cho phép xác định bởi thực nghiệm (Tránh hiện tượng trượt trơn hoàn toàn).

                     Þ s_t  £ 2.y₀.s₀ = [s_t].

Mặt khác ta lại có:  Þ  Þ .

Trong đó:

           - F_t là lực vòng.

           - K_d là hệ số tải động.

Lực vòng F_t được xác định thông qua công suất của động cơ  P_đc và vân tốc v của đai:                 F_t =10,42.8,39=87,42(N)

Còn hệ số tải động: K_đ = 1,2 do làm việc trong 2 ca với máy điện xoay chiều và dao động nhẹ 140% so với tải danh nghĩa. Bảng 4.7 (Trang 55-Tập1 Tính toán . . . ).

Chiều dày của đai d được xác định theo tỉ số d/d₁ sao cho tỉ số không vượt quá một trị số cho phép nhằm hạn chế ứng suất phát sinh ra trong đai có tác dụng tăng tuổi thọ của đai. Đối với đai làm bằng vải và cao su tra Bảng 4.8 (Trang 55-Tập 1 Tính toán . . .)

Ta có: (d/d₁)_max = 1/40. Khi đó ta xác định được chiều dày cho phép như sau:

                d/d₁ £ 1/40 Þ d £ d₁/40 = 220/40 = 5,5 (mm).

 Ta chọn d = 5,5 mm.

Theo Bảng 4.1 (Trang 51 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định được loại đai đã dùng là G - 800  có 3 lớp lót và chiều dày của đai d = 5,5 (mm).

Khi đó bề rộng của đai b được xác định theo công thức sau:

Đối với đai thang ứng suất cho phép được xác định theo thực nghiệm như sau:

                             [s_t] =[s_t]_o.C_p.C_a.C_v.    (*)

Trong đó: 

       - C_p là hệ số xét đén sự bố trí bộ truyền và cách căng đai. Do bộ truyền được đặt nằm ngang nên a < 60⁰ nên ta có:  C_p = 1.

      - C_a là hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai. Ta có: C_a = 1 – 0,003.(220 - a₁)

                 Þ C_a = 1 – 0,003.(220 – 30,50⁰ ) = 0,341..

- C_v là hệ số xét đến ảnh hưởng của vân tốc. C_v = 1,04 – 0,0004.v² Þ C_V  = 1,012.

- Theo Bảng 13.8 (Trang 34-Tập 1 Tính toán thiết kế ...) Þ [s_t]_o = 2,25 (N/mm²).

Thay các giá trị vào công thức (*) ta xác định được [s_t] như sau:

[s_t] =[s_t]_o.C_p.C_a.C_v = 2,25.1.0,341.1,012 = 0,77 (N/mm²).

Vây ta sẽ tính được giá trị chiều rộng của đai như sau:

                           .

Vây ta chọn theo dãy tiêu chuẩn ta chọn: b = 63 (mm).

2.3.7. Tính chiều rộng của bánh đai (B).

Đối với bánh đai thang mắc bình thường thì chiều rộng bánh đai B xác định như sau:

              B = 1,1.b + (10 ¸ 15) = 1,1. 63 + (10 ¸ 15) = 79,3 ¸ 84,3 (mm).

Tuy nhiên theo tiêu chuẩn ta sẽ chọn B = 71 (mm).

Giá trị chiều rộng đai và bánh đai tra Bảng 21.16 (Trang 164 -Tập 2: Tính toán...).

2.3.8. Xác định lực tác dụng lên trục F_r:

Lực tác dụng lên trục bánh đai được xác định theo công thức:

              F_r =2.F_o.sin(a₁/2) = 2.A.s_o.sin(a₁/2) = 2.b. d.s_o.sin(a₁/2) =2 .b. d. [s_t].

Thay số vào ta có xác định được: F_r = 2.63.5,5.0,77 = 533,61(N).

Bảng kết quả tính bộ truyền đai

CHƯƠNG 3

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

3.1            .Chọn vật liệu :

Do hộp giảm tốc chịu tải trung bình nên chọn vật liệu chế tạo trục là thép C45 thường hoá với các thông số:

3.2            .Xác định sơ bộ đường kính trục :

Vật liệu trục là thép C45 nên chọn : C = 110

­ Đường kính sơ bộ trục I

                           =26,15(mm) , chọn d₁ = 26

­ Đường kính sơ bộ trục II

                           = 36,82(mm) chọn d₂ = 37

­ Đường kính sơ bộ trục III

                            = 56,35(mm) chọn d₂ = 56

­ Chọn d₂ = 37 mm và dựa vào bảng (3.11) [TL1] tìm được: B = 19  mm.

3.3            .Tính toán sơ bộ chiều dài trục :

­ Chiều dài mayor bánh răng .

Trục I : lm₁₂ = lm₁₃ = (1,2 – 1,5 ).d₁  = (1,2 – 1,5 ).26 = (31 – 39 )

          Chọn    lm₁₂ = lm₁₃ = 38 mm

Trục II : lm₁₂ = lm₁₃ = (1,2 – 1,5 ).d₂   = (1,2 – 1,5 ).37 = (44 – 55 )

          Chọn:   lm₁₂ = lm₁₃ = 44 mm

                       lm₂₃ = lm₃₂ = bw₂ = 88 mm

Trục III : lm₃₃ = (1,2 – 1,4 ).d₃= (1,2 – 1,4 ).56= (67 – 78 )

          Chọn:   lm₃₃  = 72 mm

­ Chiều dài đoạn khớp nối động cơ.

      lm₁₄ = (1,4 – 2,5 ).d1  = (1,4 – 2,5 ).26 = (36 – 65 )

        Chọn:      lm₁₄ =40 mm

          l_C14 = 0,5 (lm₁₄ + B ) + k₃ + h_n

                = 0,5 (40 + 19 ) + 15 + 18  =62,5mm

­ Chiều dài mayor đai thang

L_C = 0,5 (lm₃₃ + B ) + k₃ + h_n

     = 0,5 (72 +19 ) + 15 + 18  =78,5 mm

­ Khoảng cách giữa các gối đỡ.

l₁₂ = l₂₂= 0,5.( lm₂₂ + B ) + k₁ + k₂

              = 0,5.( 40 +19 ) + 10 + 8 = 47,5 mm

l₂₃ = l₂₂+ 0,5.( lm₂₂ + lm₂₃ ) + k₁

              = 47,5+ 0,5.( 40 + 88 ) +10 = 121,5 mm

l₂₄ = l₁₃= l₂₃+ 0,5.( lm₂₄ + lm₂₃ ) + k₁

           = 121,5+ 0,5.( 40+ 88 ) + 10 = 195,5 mm

l₂₁= l₁₁  = l₂₄ + 0,5.( lm₂₄ + lm₂₃ ) + k₁

            = 195,5 + 0,5.( 40 + 88 ) + 10 = 269,5 mm

l₃₂ = l₂₃ = 121,5 mm

l₃₁ = l₁ = 269,5 mm

3.4            .Tải trọng tác dụng lên trục :

3.4.1    .Trục I :

Gồm lực xoáy của động cơ và lực do bánh răng truyền động.

­ Lực vòng: F_t11 =  F_t12 = P = 3138 N

­ Lực hướng tâm: F_r11 = F_r12 = P_r = 1165,54 N

­ Lực dọc trục :P_a11 = P_a12 = P_a = 580,21 N

a. Phản lực tại các gối đở :

Phản lực theo trục X :

          Tổng mômen tại gối đỡ A:

                             = 3138(N)

Trong mặt phẳng Oxz

Phản lực theo trục Y :

          Tổng mômen tại gối đỡ A:

Trong mặt phẳng Oyz         

b. Sơ đồ biểu diễn mômen lực :                          

c.  Đường kính tại tiết diện nguy hiểm (1 – 1 ):

Chọn d_tr1=26 vì trục có rãnh then.

3.4.2    Trục II :

­ Lực vòng: F_t21 =  F_t22 =

F_t3 = 5309,92 N

­ Lực hướng tâm: F_r11 = F_r12 =

         F_r3 = 2485 N

­ Lực dọc trục :P_a21 = P_a22 = 1064,13.0,1849 = 196,75 N

a. Phản lực tại các gối đở :

Phản lực theo trục X :

Tổng mômen tại gối đỡ A:

Trong mặt phẳng Oxz

Phản lực theo trục Y :

Tổng mômen tại gối đỡ A:

Trong mặt phẳng Oyz

b. Sơ đồ biểu diễn mômen lực :

c. Đường kính tại tiết diện nguy hiểm ( 2 – 2 )

Chọn d_tr2=38 vì trục có rãnh then.

3.4.3    Trục III :

­ Lực vòng: F_t11 =  F_t12 = P = 3138 N

­ Lực hướng tâm: F_r11 = F_r12 = P_r = 1165,54 N

­ Lực dọc trục :P_a11 = P_a12 = P_a = 580,21 N

a.Phản lực tại các gối đở :

Phản lực theo trục X :

Tổng mômen tại gối đỡ A:

Trong mặt phẳng Oxz

Phản lực theo trục Y :

Tổng mômen tại gối đỡ A:

Trong mặt phẳng Oxz

b. Sơ đồ biểu diễn mômen lực :

c. Đường kính tại tiết diện nguy hiểm ( 3 –3 ):

Chọn d_tr3=48 vì trục có rãnh then.

3.5            .Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :

3.5.1    .Trục I:

Tính chính xác trục theo [CT( 7-5),(2)]

 : Hệ suất an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp.

 : Hệ suất an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp.

­   

Chọn

­   

Chọn:                

Vì trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng .

                       Với W=1724,6 mm³ Bảng (7-3b) [B(7-3b),(2)]

Bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất tiếp ( xoắn ) biến đổi theo chu kỳ mạch động.

Với W₀ = 3449,2 mm³ Bảng (7-3b) [B(7-3b),(2)]

­    hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến mức bền mỏi.

Với thép C trung bình.

­    Chọn =1,5 hệ số tăng bền ( dung phương pháp tôi bằng dòng )

Tập trung ứng suất do lắp căng, với kiểu lắp

­     ghép T3, ứng suất sinh ra trên bề mặt lắp ghép >30N/mm²

Tra bảng [B(7-10),(2)]

Suy ra:

Vậy :

3.5.2    .Trục II:

Tính chính xác trục theo [CT( 7-5),(2)]

 : Hệ suất an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp.

 : Hệ suất an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp.

Chọn             

­                                        

Chọn:

Vì trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng .

Với W=2320 mm³  Bảng (7-3b) [B(7-3b),(2)]

Bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất tiếp ( xoắn ) biến đổi theo chu kỳ mạch động.

Với W₀ = 4970 mm³ Bảng (7-3b) [B(7-3b),(2)]

­    hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến mức bền mỏi.

Với thép C trung bình.

­    Chọn =1,5 hệ số tăng bền ( dung phương pháp tôi bằng dòng )

­    Tập trung ứng suất do lắp căng, với kiểu lắp ghép T3, ứng suất sinh ra trên bề mặt lắp ghép >30N/mm²

Tra bảng [B(7-10),(2)]

Suy ra  :

Vậy :                 

3.5.3    .Trục III:   

Tính chính xác trục theo [CT( 7-5),(2)]

 : Hệ suất an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp.

 : Hệ suất an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp.

­   

Chọn

­   

Chọn       

Vì trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng .

Với W=5510 mm³  Bảng (7-3b) [B(7-3b),(2)]

Bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất tiếp ( xoắn ) biến đổi theo chu kỳ mạch động.

Với W₀ = 11790 mm³ Bảng (7-3b) [B(7-3b),(2)]

­    hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến mức bền mỏi.

Với thép C trung bình.

Chọn =1,5 hệ số tăng bền ( dung phương pháp tôi bằng dòng )

­    Tập trung ứng suất do lắp căng, với kiểu lắp ghép T3, ứng suất sinh ra trên bề mặt lắp ghép >30N/mm²

Tra bảng [B(7-10),(2)]

Suy ra  :

Vậy:                    

3.5.4    Chọn then :

3.5.1.Trục I:  d_I = 26 mm Theo bảng ( 7 – 23 ) [B(7 -23),(2)]

Chọn b = 8 ; h = 7 ; t = 4 ; t₁ = 3,1 ; k = 3,5  ; l₁ = 0,8.lm = 0,8.28=22,4 mm

Kiểm nghiệm sức bền dập : Theo bảng ( 7 – 20 ) [B(7-20),(2)] thì

Kiểm nghiệm sức bền cắt : Theo bảng ( 7 – 21 ) thì

3.5.2.Trục II :

d_II1 = 35 mm Theo bảng ( 7 – 23 ) [B(7-23),(2)]

Chọn b = 10 ; h = 8 ; t = 4,5 ; t₁ = 3,6 ; k = 4,2  ; l₂₁ = 0,8.lm = 0,8.40=32 mm

Kiểm nghiệm sức bền dập : Theo bảng ( 7 – 20 ) thì :

Kiểm nghiệm sức bền cắt : Theo bảng ( 7 – 21 ) [B(7-21),(2)]thì

d_II2 = 38 mm Theo bảng ( 7 – 23 ) [B(7-23),(2)]

Chọn b = 12 ; h = 8 ; t = 4,5 ; t₁ = 3,6 ; k = 4,4  ; l₂₂ = 0,8.lm = 32 mm

Kiểm nghiệm sức bền dập : Theo bảng ( 7 – 20 ) [B(7-20),(2)]thì

Kiểm nghiệm sức bền cắt : Theo bảng ( 7 – 21 ) thì

3.5.3.Trục III :

d_III = 48 mm Theo bảng ( 7 – 23 ) [B(7-23),(2)]

Chọn b = 14 ; h = 9 ; t = 5 ; t₁ = 4,1; k = 5  ; l₃ = 0,8.lm = 0,8.52=41,6 mm

Kiểm nghiệm sức bền dập : Theo bảng ( 7 – 20 ) [B(7-20),(2)]thì

Kiểm nghiệm sức bền cắt : Theo bảng ( 7 – 21 ) [B(7-21),(2)] thì

·            Bảng chọn then :

CHƯƠNG 4

TÍNH TOÁN Ổ LĂN

4.1.Tính toán chọn ổ lăn trục I:

Theo công thức

                                           C=Q.(n.h)^0,3

Trong đó :

                             Q : Tải trọng tương đương.

                             n : số vòng quay của ổ bi

                             h = 300.2.8=4800 h: thời gian phục vụ

                           Q = (K_v.R + m.A).K_n.K_t

                                 m = 1,5

                                 K_t = 1

                                 K_n = 1

                                 K_v = 1

A = 0 tải trọng dọc trục.

                 Q = R_A = 3347,46 N = 334,74 daN

Vậy: C = 110.(1458.4800)^0,3 = 12434

Theo bảng (14P ) [P(14P),(2)]

Chọn ổ bi đỡ 1 dãy có KH 204 : d = 20 ; D = 47 ; B = 14 ; d₂ = 28,3 ; D₂ = 39,5

4.2.Tính toán chọn ổ lăn trục II :

Q = R_A = 6662,55 N = 666,255 daN

Vậy: C = 666,255.(243.4800)^0,3 = 19838

Theo bảng (16P ) [P(16P),(2)]

Chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ KH2206: d = 30 ; D = 62 ; B = 16 ; r = 1,5 ; r₁ = 1 ; d₂ = 41,8 ; D₁ = 53,5 ; d₁ = 38,5 ;  D₂ = 50,2S

4.3.Tính toán chọn ổ lăn trục III :

Q = R_A = 1664,7 N = 166,47 daN

Vậy C = 166,47.(130.4800)^0,3 = 9117,8

Theo bảng (14P ) [P(14P),(2)]

Chọn ổ bi đỡ 1 dãy có KH 108 : d = 40 ; D = 68 ; B = 15 ; d₂ =49,7 ; D₂ = 59,3

.

CHƯƠNG 5

THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC

5.1            .Võ hộp :

Chọn võ hộp đúc mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường làm các trục để việc lắp ghép được dễ dàng .

5.2            .Các kích thước cơ bản của vỏ hộp:

Kết cấu như trên bản vẽ lắp, với các kích thước cơ bản:

CHƯƠNG 6

CÁC CHI TIẾT PHỤ

6.1  .Chọn nối trục : Để giảm va đập , chấn động và bù trừ lệch trục ta chon nối trục vòng đàn hồi liên kết trục động cơ với trục 1.

 Ta có:

Mômen truyền: T_nt = 48300( N.mm ).

Đường kính trong của nối trục vòng đàn hồi: d = 20 mm.

Nên ta chọn nối trục vòng đàn hồi [B(9-10),(2)]

Đường kính chốt: d₀ = 10 mm

Đường kính vành ngoài D =90 mm.

Đường kính lỗ lắp chốt bọc đầu đàn hồi d₀ = 20 mm

Đường kính qua tâm chốt: D₀ =60mm.

Đường kính chốt d_C = 10 mm

Chiều dài chốt l_c = 19 mm.

Ren M8.

Số chốt: Z = 6.

Chiều dài toàn bộ l_v = 15 mm

Kiểm tra độ bền dập theo công thức:

(thoả).

Điều kiện bền chốt: (thoả).

Vậy nối trục vừa chọn là phù hợp.

6.2         .Vòng phớt :

Có tác dụng không cho dầu hoặc mở chảy ra ngoài hộp giảm tốc và ngăn không cho bụi từ bên ngoài bay vào bên trong hộp giảm tốc .

6.3         .Vòng chắn dầu :ngăn không cho dầu mà mở tiếp xúc với nhau.

6.4         .Chốt định vị :   có tác dụng định vị chính xác vị trí của nắp và than của hộp giảm tốc, tạo điều kiện cho việc lắp ghép chính xác và nhanh chóng. Dùng hai chốt định vị nên khi siết chặt bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ, do đó loại trừ được một trong những nguyên nhân làm ổ chóng hỏng.

6.5         .Nắp của thăm :

Có tác dụng kiểm tra, quan sát các chi tiết bên trong hộp giảm tốc khi lắp ghép và đổ dầu vào bên trong hộp, được bố trí trên đỉnh hộp giảm tốc, cửa thăm được đậy bằng nắp.

6.6         .Nút thông hơi :

Có tác dụng làm giảm áp suất, điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp giảm tốc , do khi làm việc nhiệt độ bên trong hộp giảm tốc tăng cao. Nút thông hơi được lắp bên trên cửa thăm.

6.7         .Nút tháo dầu :

Có tác dụng tháo dầu củ vì sau một thời gian làm việc, dầu bên  trong hộp giảm tốc bị bẩn do bụi, hạt mài hoặc bị biến chất.

6.8         . Que thăm dầu :

Là một kết cấu dung để kiểm tra mức dầu bên trong hộp giảm tốc.

CHƯƠNG 7

BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP

Căn cứ vào yêucầu làm việc của từng chi tiết trong hộp giảm tốc, ta chọn các kiểu lắp ghép như sau :

7.1      .Dung sai ổ lăn.

Vòng trong chịu tải hoàn toàn, lắp ghép theo hệ thống : trục lắp trung gian để vòng ổ không trượt trên bề mặt trục khi làm việc. Do đó phải chọn mối lắp ghép k6, lắp trung gian có độ dôi tạo điều kiện mòn đều ổ trong khi làm việc.

Vòng ngoài lắp theo hệ thống lỗ, vì vòng ngoài không quay nên chịu tải cục bộ. Để có thể di chuyển dọc trục khi nhiệt độ tăng trong quá trình làm việc, ta chọn kiểu lắp trung gian H7.

7.2      .Lắp ghép bánh răng lên trục :

Chịu tải vừa, có thay đổi, va đập nhẹ nên chọn kiểu ghép là H7/k6

7.3      .Lắp ghép nắp, ổ và thân hộp :

 chọn kiểu ghép lỏng H7/e6 để để dàng lắp ghép và điều chỉnh.

7.4      .Lắp ghép vòng chắn dầu lên trục :

Để dễ dàng tháo lắp, chọn kiểu lắp ghép trung gian H7/js6.

7.5      .Lắp chốt định vị :

Chọn kiểu lắp chặt, bảo đảm độ đồng tâm và không bị suất : P6/h6.

7.6      .Lắp ghép then :

- Theo chiều rộng ta chọn kiểu lắp trên trục là P9/h9 và kiểu lắp trên bạc là Js9/h9.

-Theo chiều cao , sai lệch kích thước then là  h11

- Theo chiều dài, sai lệch kích thước then là h14

KẾT LUẬN

    Sau một thời gian làm đồ án, dưới sự hướng dẫn chỉ bảo của các thầy giáo trong bộ môn, đặc biệt là thầy giáo hướng dẫn: …………………, đến nay đồ án của em đã hoàn thành đúng thời hạn đảm bảo các nhiệm vụ được giao.

    Qua quá trình làm đồ án đã giúp tôi làm quen với những công việc cụ thể của người kỹ sư cơ khí trong tương lai, phương pháp làm việc độc lập, sáng tạo, khoa học, kỷ luật, đồng thời đồ án đã giúp bản thân em củng cố thêm các kiến thức đã được học cũng như học hỏi được nhiều kiến thức và kinh nghiệm quý báu. Do thời gian có hạn và kiến thức thực tế còn hạn chế nên trong quá trình làm đồ án của em không tránh được những thiếu sót. Kính mong quý thầy cô chỉ bảo để đồ án của em được hoàn thiện hơn.

    Cuối cùng em xin cám ơn thầy giáo hướng dẫn: ………………, cùng các thầy trong bộ môn đã tận tình hướng dẫn cho em hoàn thành đồ án này.                                      

  Em xin chân thành cảm ơn !

CHÚ THÍCH

- [CT (1.1),(1)]  : Công thức 1.1 , tài liệu Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Tập 1 – 2 , NXB Giáo Dục, 2003.

- [B (2- 2 ),(2)]  : Bảng 2 – 2 , tài liệu Nguyễn Tuấn Kiệt – Nguyên Thanh Nam – Phan Tấn Tùng  - Nguyễn Hữu Lộc ( Chủ biên ) , Cơ sở thiết kế máy, Tập 1 – 2 , ĐHBK TPHCM, 2001.

- [PL 3, (7)]    : Phụ lục 3, tài liệu Ninh Đức Tốn, Dung sai và lắp ghép, NXB Giáo Dục, 2000.

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1. Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Tập 1 – 2 , NXB Giáo Dục, 2003.

2. Nguyễn Trọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm, Thiết kế chi tiết máy, NXB Giáo Dục, 2007

3.  Nguyễn Tuấn Kiệt – Nguyên Thanh Nam – Phan Tấn Tùng  - Nguyễn Hữu Lộc ( Chủ biên ) , Cơ sở thiết kế máy, Tập 1 – 2 , ĐHBK TPHCM, 2001.

4. Nguyễn Hữu Lọc, BT Cơ sở thiết kế máy máy, ĐHBK TPHCM, 2001.

5. Nguyễn Trọng Hiệp, Chi tiết máy, Tập 1 – 2, NXB Giáo Dục, 1999.

6. John H.Perry, Chemical Engineer’s Handbook 4^th, Mc Graw_Hill, 1963.

7. Lê Hoàng Tuấn, Sức bền vật liệu, Tập 1 – 2, NXB KHKT, 1998.

8. Ninh Đức Tốn, Dung sai và lắp ghép, NXB Giáo Dục, 2000.

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"