Đồ án môn học chi tiết máy thiết kế

“Đồ án môn học Chi Tiết Máy” là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môm học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Kỹ thuật đo, Công nghệ kim loại, V

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương

trình đào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với kỹ sư ngành chế tạo máy “Đồ án môn

học Chi Tiết Máy” là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến

thức của các môm học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Kỹ thuật đo, Công nghệ kim loại, Vẽ kỹ thuật,…Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà côngviệc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, trục, ổ lăn,

…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện

kỹ năng vẽ các phần mềm cơ khí, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này Nội dung của đồ án được chia làm 7 phần như sau:

Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

Phần II: Thiết kế bộ truyền đai

Phần III: Thiết kế bộ truyền bánh răng

Phần IV:Thiết kế trục và then

Phần V: Thiết kế gối đỡ trục

Phần VI: Cố định trục và bôi trơn ổ

Phần VII: Thiết kế vỏ hộp và các bộ phận khác của hộp,bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp

Em chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Văn Yến, các thầy cô và các bạn khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án

Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh được những sai sót Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của giáo để em cũng cố và hiểusâu hơn, nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi được

Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn !

Đà Nẵng, ngày 25 tháng 12 năm 2014

Sinh viên thực hiện

Lê Anh Thư

PHỤ LỤC

Trang

I Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh (Bánh răng trụ răng thẳng) 13

8 Xác định mođun, số răng, chiều rộng bánh răng 15

quá tải đột ngột trong thời gian ngắn.

8 Xác định mođun, số răng, chiều rộng bánh răng 21

10 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu 23 quá tải đột ngột trong thời gian ngắn.

11 Các thông số chủ yếu của bộ truyền trên 1 bánh răng 23

BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP

IV Điều chỉnh sự ăn khớp, chọn kiểu lắp và dung sai lắp ghép 53

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

 Chọn động cơ điện.

1 Chọn kiểu loại động cơ điện.

- Trong công nghiệp thường sử dụng nhiều loại động cơ song chúng ta cần chọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất để vừa đảm bảo yếu tố kinh tế vừa đẩm bảo yếu tố kỹ thuật Dưới đây là 1 vài loại động cơ thường gặp:

- Động cơ điện một chiều: loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đổi trị số của mômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng, đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành đắt, khó kiếm và phải tăng thêm vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu, do đó được dùng trong các thiết bị vậnchuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm

-Động cơ điện xoay chiều: bao gồm 2 loại: một pha và ba pha

+ Động cơ xoay chiều một pha có công suất nhỏ do đó chỉ phù hợp cho dân

dụng là chủ yếu

+Động cơ xoay chiều ba pha: gồm hai loại: đồng bộ và không đồng.

-Động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm hiệu suất cao, hệ số tải lớn nhưng có

nhược điểm: thiết bị tương đối phức tạp, giá thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ, do đó chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn

(>100kw), và khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc

-Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu: rôto dây cuốn và rôto lồng sóc -Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc

trong một phạm vi nhỏ ( khoảng 5), có dòng mở máy thấp nhưng cos thấp, giá thành đắt, vận hành phức tạp do đó chỉ dùng hợp trong một phạm vi hẹp để tìm ra vậntốc thích hợp của dây chuyền công nghệ

- Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc có ưu diểm là kết cấu đơn giản,

giá thành hạ, dễ bảo quản, song hiệu suất thấp (cos thấp) so với động cơ ba pha đồng bộ, không điều chỉnh được vận tốc

- Từ những ưu, nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của ta, ta đã

chọn động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc.

2 Chọn công suất động cơ.

a) Chọn công suất cần thiết của động cơ.

Công suất cần thiết được xác định theo công thức:

Trong đó: Pct: Công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)

Pt: Công suất trên trục công tác (kW)

η: Hiệu suất truyền động.

Với = Trong đó:

ηổ: hiệu suất của 1 cặp ổ lăn

ηbr: hiệu suất của bộ truyền bánh răng (HGT phân đôi tính cho 1 cặp ổ lăn)

ηđ: hiệu suất của bộ truyền đai dẹt

Các hiệu suất được tra trong bảng 2-1/27 Thiết kế chi tiết máy –Nguyễn Trọng Hiệp –Nguyễn Văn Lẫm (TKCTM) Ta có bảng sau:

Bộ truyền đai Bánh răng trụ ổ lăn

Ungsb = 2,5 tỉ số truyền bộ truyền ngoài

Uhsb = 21 tỉ số truyện trong hộp giảm tốc

=> u = 2,5.17 = 42,5

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

nsb = u.n3

Trong đó: nsb sồ vòng quay sơ bộ

n3: số vòng quay trên trục công tác

u: tỉ số truyền

=> nsb = 42,5.34 = 1445 (v/p)

Với những số liệu đã tính như trên, tra bảng 2P/321 ta chọn động cơ không đồng bộ

ba pha có roto đoản mạch che kín có quạt gió kiểu AO2-61-4

Thông số của động cơ được cho ở bảng sau:

Động cơ

Công suất (kW)

Vận tốc v/p

Hiệu suất

Khối lượng (kg)AO2-61-

II Phân phối tỉ số truyền.

Tỉ số truyền toàn hệ thống:

Mà uc = uh.ung = unh.uch.ung

Với uc:Tỉ số truyền chung

ung:Tỉ số truyền bộ truyền ngoài

* Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp (bộ truyền đai dẹt):

*Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp:

Uh = Unh.Uch

Để đảm bảo bôi trơn HGT thì ta chọn unh = 1,2.uch

=> uh = => uch =

unh = 1,2.uch = 1,2.3,78 = 4,54Kiểm tra tỉ số truyền u:

u = ung.unh.uch = 2,5.4,54.3,78= 42,9Sai số < 0,03 =>Tỉ số truyền chọn là phù hợp

III XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC.

3 Tính momen xoắn trên các trục.

PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

I Chọn vật liệu đai.

Chọn loại đai vải cao su làm việc thích hợp với điều kiện ẩm ướt, tính đàn hồi

và sức bền cao, ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ

II Xác định đường kính bánh đai.

1 Xác định đường kính bánh đai nhỏ.

(mm)Tra bảng 5-1/85, chọn đường kính bánh đai tiêu chuẩn là D1 = 250 (mm).Vận tốc: (m/s)

v = 13,76 m/s < (25 ÷ 30) (m/s) nằm trong phạm vi cho phép nên không cần chọn lại

2 Xác định đường kính bánh đai lớn.

Ta có:

D2 = uđD1(1 -ξ)Trong đó: uđ -tỉ số truyền bộ truyền đai

ξ - hệ số trượt (Chọn ξ = 0,01)

=> D2 = 3.180(1 - 0,01) = 534,6 (mm)

- Chọn đường kính theo tiêu chuẩn: D2 = 560 (mm)

- Số vòng quay trong 1 phút của bánh bị dẫn:

- Vận tốc: n2 = (1 – ξ)(v/p)

- Sai số so với giá trị lựa chọn: Δn = = 2% < (3 ÷ 5)%

=> Không cần chọn lại đường kính D2

3 Tính chiều dài tối thiểu của đai.

Lmin = (mm)Chọn Lmin = 5000 (mm)

Khoảng cách trục tính theo Lmin:

(mm)Kiểm tra lại:

α1 = 1690> 1500⇒ thỏa yêu cầu

5 Xác định tiết diện đai.

Chọn chiều dày δ của đai theo kích thước bánh đai nhỏ D1

Chiều dày đai δ được chọn theo tỉ số (Theo bảng 5-2/86, đối với đai vải cao su)

[σp]o: ứng suất có ích cho phép của bộ truyền làm việc trong điều kiện thí nghiệm tiêu chuẩn.

Lấy ứng suất căng ban đầu σo = 1,8 (N/mm2), theo trị số tra trong bảng 5-5/89 tìm được [σp]o = 2,25(N/mm2)

6 Định chiều rộng bánh đai: B = 85 (mm).

7 Tính lực căng ban đầu F o và lực tác dụng lên trục F r

Fo = σobδ = 1,8.75.6 = 810 (N)

Fr= 2Fosin(N)

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

I Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh (Bánh răng trụ răng thẳng).

1 Chọn vật liệu bánh răng.

Từ số liệu: Số vòng quay trong 1 phút của trục dẫn nI = 584 (v/p), bộ truyền làm việc 2 chiều, yêu cầu thời gian làm việc t = 8200 giờ, ngày làm việc 1 ca, 1 ca 8 giờ, tải trọng rung động nhẹ.P = 12,288(kW)

a) Ứng suất tiếp xúc cho phép.

* Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh răng lớn:

Ntđ2Trong đó:

T, n, t - mômen xoắn, số vòng quay trong 1 phút và tổng số giờ bánh răng làm việc

Tmax- mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng

=> Ntđ2 = 60.(12 + 0,232).128,6.8200 = 6,66.107> No = 107

* Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ:

[σ]Notx1 - ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài

b) Ứng suất uốn cho phép.

Răng làm việc 2 mặt (chịu ứng suất thay đổi đổi chiều)

Trong đó:

σ-1: Giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng σ-1 = 0,42.σbkn: hệ số an toàn n = 1,5 (thép thường hóa và tôi cải thiện).

Kσ: hệ số tập trung ứng suất chân răng Kσ = 1,8K’N: hệ số chu kỳ ứng suất uốn

Chọn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn No = 5.106 => K’N = 1 (Vì Ntđ1> Ntđ2> No)

* Ứng suất uốn cho phép trên bánh nhỏ:

P = 12,288 (kW) công suất bộ truyền (trục I)

[σ]tx ứng suất tiếp xúc cho phép

=> (mm)

Hệ số tải trọng K được tính theo công thức: K = Ktt.Kđ

Với Ktt là hệ số tập trung tải trọng Vì tải trong thay đổi và có khả năng chạy mòn, HB ≤ 350 =>

Đối với bánh răng trụ răng thẳng có cấp chính xác 9 và vận tốc vòng v < 3 m/s.Tra bảng 3-13/48, chọn hệ số tải trọng động Kđ = 1,45

9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng.

Theo côngthức 3-33/51 tính kiểm nghiệm sức bền uốn:

Trong đó:

m – mođun của bánh răng.

P – Công suất của bộ truyền

[σ]u –Ứng suất uốn cho phép của bánh răng

* Ứng suất tại chân răng bánh răng nhỏ:

* Kiểm nghiệm sức bền uốn:

Vậy răng đủ bền khi quá tải

11 Các thông số chủ yếu của bộ truyền.

Vì bộ truyền cấp chậm phân đôi có cặp bánh răng nghiêng dạng chữ V nên ta

có thể thiết kế theo bánh răng chữ V

a) Ứng suất tiếp xúc cho phép.

* Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn:

Do Ntđ1 và Ntđ2 đều > No = 107 nên hệ số chu kỳ ứng suấtKN của 2 bánh răng đều bằng 1.

* Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ]tx của bánh nhỏ:

b) Ứng suất uốn cho phép.

Răng làm việc 2 mặt (chịu ứng suất thay đổi đổi chiều)

Với σ-1: Giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng σ-1 = 0,43.σbk

n: hệ số an toàn n = 1,5 (thép thường hóa và tôi cải thiện)

Kσ: hệ số tập trung ứng suất chân răng Kσ = 1,8

K’

N: hệ số chu kỳ ứng suất uốn

Chọn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn No = 5.106

i = 3,78 - tỉ số truyền (II-III).

n2 = 34 (v/p) - số vòng quay của bánh bị dẫn trong 1 phút

P = 5,99 (kW) - công suất bộ truyền (trục 2)

[σ]tx - ứng suất tiếp xúc cho phép

θ = 1,25 – hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải

(mm)Lấy A = 294 mm => b = A.ψA = 294.0,3 = 88 (mm)

Hệ số tải trọng K được tính theo công thức: K = Ktt.Kđ

Với Ktt là hệ số tập trung tải trọng Vì tải trong thay đổi và có khả năng chạy mòn, HB ≤ 350 =>

Đối với bánh răng trụ răng nghiêng có cấp chính xác 9 có b >và vận tốc vòng v

Lấy m theo tiêu chuẩn được tra trong bảng 3-1/34, mn = 4 (mm)

-Lấy góc nghiêng sơ bộ βsb = 350

-Số răng bánh răng nhỏ:Z1 =

Lấy Z1 = 25

Chiều rộng b thỏa điều kiện

9 Kiểm nghiệm độ bền uốn của răng.

Theo bảng 3-16/51 ta có công thức tính sức bền uốn:

P – Công suất của bộ truyền (trục II)

[σ]u – Sức bền uốn cho phép của bánh răng

Lấy θ’’ = 1,5Tính số răng tương đương:

Bánh lớn: [σ]txqt2 = 2,5[σ]Notx2 = 2,5.468 = 1170 (N/mm2)

* Ứng suất uốn cho phép:

Bánh nhỏ: [σ]uqt1 = 0,8σch1 = 0,8.290 = 232 (N/mm2)Bánh lớn: [σ]uqt2 = 0,8σch2 = 0,8.240 = 192 (N/mm2)

* Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc:

σtxqt = σtx = Với Kqt = 1,8, hệ số quá tải

Vậy răng đủ bền khi quá tải

11 Các thông số chủ yếu của bộ truyền trên 1 bánh răng.

* Kiểm nghiệm vềđiều kiện bôi trơn:

Ta có =>Bánh răng thỏa mãn điều kiện về bôi trơn

PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

I Tính toán thiết kế trục.

1 Chọn vật liệu.

Chọn vật liệu chế tạo các trục như sau:

Trục I: thép 45có σb = 600 MPa,ứng suất xoắn cho phép[τ]x = 25Mpa

Trục II: thép 45có σb = 700 MPa, ứng suất xoắn cho phép[τ]x = 25Mpa

Trục III: thép 45 tôi cải thiệncó σb = 900 MPa, ứng suất xoắn cho phép

[τ]x- ứng suất xoắn cho phép

14P/339 [2] ta có được chiều rộng của ổ lăn là B = 31(mm)

3 Tính gần đúng.

Theo bảng 7-1/118 ta chọn các kích thước như sau:

- Chiều dài moay ơ bánh đai: lmđ = (1,2 ÷ 1,5)d1 = (1,2 ÷ 1,5).35 = 42 ÷ 52,5, chọn lmđ = 45 (mm)

- Khoảng các từ thành trong của hộp đến mặt cạnh trong của ổ: l2 = 10 (mm)

- Khoảng cách từ mặt cạnh của bánh răng đến thành trong của

hộp: l3 = 12 (mm)

- Khe hở giữa 2 bánh răng: l4 = 12 (mm)

- Chiều rộng bánh răng: b1I = 86 (mm); b2II = 81 (mm); b1II = 94 (mm),

b2III = 88 (mm)

- Chiều cao của nắp và đầu bulông: l5 = 17 (mm)

- Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay ngoài

hộp: l6 = 20 (mm)

- Khoảng cách từ cạnh ngoài của ổ đến mặt ngoài nắp hộp: l7 = 25 (mm)

- Chiều dài moay ơ lắp với trục: lm = (1,2 ÷ 1,5)d

- Bánh răng nghiêng: lm2-1 =(1,2 ÷ 1,5)65 = (78 ÷ 97,5) Lấy lm2-1 = 98 (mm)

- Tiết diện 1-2:

Mtđ =(Nmm)(mm)

Lấy d1-2 = 42 mm, lớn hơn giá trị tính được một ít vì trục có rãnh then

- Đường kính trục tại tiết diện 1-0 (moay ơ bánh đai):

Mtđ = Lấy d1-0 = 30 (mm)

* Tính mômen uốn tại những tiết diện nguy hiểm:

- Tại tiết diện 2-1: Mu 2-1 =

Với vật liệu chế tạo trục là thép C45, theo bảng 7-2/119 ta chọn [σ] = 50.

- Đường kính trục ở tiết diện 2-1:

Trục II

* Tính mômen uốn tại những tiết diện nguy hiểm:

- Tại tiết diện 3-1: Mu 3-1 =

Lấy d3-1 = 95(mm).

Đường kính tại tiết diện 3-4 (đầu trục ra):

Mtđ = (Nmm) [σ] = 50 (N/mm2)Đường kính trục ra lấy d3-4 = 85 (mm)

Từ những tính toán thiết kế trên ta có các đường kính các trục như sau:

[n] – hệ số an toàn cho phép Thường lấy [n] = (1,5 ÷ 2,5)

nσ – hệ số an toàn chỉ riêng ứng suất pháp

nτ – hệ số an toàn chỉ riêng ứng suất tiếp

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

σa = σmax = σmin =

Vì trục quay 2 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ

τa = τmax = τm = 0Trong đó:

W, Wo là mô men cản uốn và mômen cản xoắn của tiết diện trục (tra bảng 7-3a và 7-3b)

σ-1 giới hạn mỏi uốn σ-1= (0,4 ÷ 0,5)σb

τ-1 giới hạn mỏi xoắn τ-1 = (0,2 ÷ 0,3)σb

Vì các trục không dùng các biện pháp tăng bền nên β = 1

εσ, ετ - hệ số kích thước (Tra bảng 7-4/123)

kσ, kτ hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then (tra bảng 7-8/127).Hoặc tra trị số đối với trục lắp có độ dôi với các chi tiết khác khi p ≥ 30 (N/mm2)trong bảng 7-10/128

* Trục I:

> [n]

- Tại tiết diện 1-2: d1-2 = 42 (mm)

Tại tiết diện này có 1 rãnh then nên theo bảng 7-3b/122 ta có:

W = 6450 (mm3); Wo = 13720 (mm3)

⇒ σa =

τa = Chọn hệ số kích thước εσvà ετtrong bảng 7-4/123

Thiết kế trục có 1 rãnh then nên theo bảng 7-3b/122 ta có:

W = 24300(mm3); Wo = 51200(mm3)

⇒ σa = (N/mm2)

τa = (N/mm2)Chọn hệ số kích thước εσvà ετ trong bảng 7-4/123

Để lắp then trên đường kính trục I có d1-2 = 42 (mm), theo bảng 7-23/143 ta chọn loại then bằng có: b = 14(mm), h = 9(mm), t = 5(mm), t1 = 4,1(mm), k = 5.

Chiều dài then: lt = 0,8.lm

lm – chiều dài moay ơ lm1-2 = (1,2 ÷ 1,5)d1-2

⇒ σ ≤ [σ]d (thỏa điều kiện)

* Kiểm nghiệm theo sức bền cắt:

(N/mm2)Với [τ]c là ứng suất cắt cho phép, tra bảng 7-21/142 ta có [τ]c = 87 (N/mm2)

⇒ (N/mm2) ≤ [τ]c (Thỏa điều kiện)

2 Tính then trục II.

Từ bảng 7-23/143, ta chọn:

b = 18 mm, h = 11 mm, t = 5,5 mm, t1 = 5,6 mm, k = 6,8 mm

Chiều dài moay ơ:lm2-1 = 98 (mm)

Chiều dài then: lt2-1 = 0,8.98 = 78 (mm)

* Kiểm nghiệm sức bền dập:

(N/mm2)Với [σ]d = 100 (N/mm2)

⇒ σ ≤ [σ]d (thỏa điều kiện)

* Kiểm nghiệm theo sức bền cắt:

(N/mm2)Với[τ]c=87 (N/mm2)

⇒ τ ≤ [τ]c(Thỏa điều kiện)

Từ bảng 7-23/143, ta chọn:

b = 20 mm, h = 12 mm, t = 6 mm, t1 = 6,1 mm, k = 7,4 mm

Chiều dài moay ơ: lm2-1 = 85 (mm)

Chiều dài then: lt2-1 = 0,8.85 = 68 (mm)

* Kiểm nghiệm sức bền dập:

(N/mm2)Với [σ]d = 100 (N/mm2)

⇒ σ ≤ [σ]d (thỏa điều kiện)

* Kiểm nghiệm theo sức bền cắt:

(N/mm2)