Đồ án môn học chi tiết máy thiết kế hệ thống trộn liệu

Tài liệu tham khảo kỹ thuật công nghệ cơ khí Đồ án môn học chi tiết máy thiết kế hệ thống trộn liệu

Lời nói đầu

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chơng trình đào tạo kỹ s cơ khí đặc biệt là đối với kỹ s nghành 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 nh: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật 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 đợc chia làm 5 phần

II Tính toán ứng suất cho phép.

III Thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc

IV Tính bộ truyền đai

PhầnIII: Tính toán trục

I-Chọn vật liệu.

II-Tính thiết kế trục.

III- Tính toán ổ lăn.

IV-Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp.

Phần IV: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc

Phần V: Thống kê các kiểu lắp ,trị số sai lệch giói hạn và dung sai các kiểu lắp

Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm em đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau:

- tập 1 và 2 chi tiết máy của GS.TS-nguyễn trọng hiệp

- tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của Trịnh chất và TS-lê văn uyển

PGS.TS Dung sai và lắp ghép của GS.TS ninh đức tốn.

Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lợng kiến thức tổng hợp còn

có những mảng cha 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 đợc những sai sót Em rất mong đợc sự hớng dẫn và chỉ bảo thêm của giáo để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi đợc

Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn !

Phần  :

CHọN Động cơ và phân phối tỉ số truyền

- Chọn động cơ

1-X ác định công suất của động cơ cần thiết

Công suất trên trục động cơ đIện xác định theo công thức :

-  hiệu suất truyền động  = 1 ôlă2 2

- với 1 hiệu suất của bộ truyền đai Tra bảng 2.3 1= 0,95

- ôlă2 hiệu suât ổ lăn ,tra bảng 2.3 ôlă2 = 0,99

- 2 hiệu suất của hộp giảm tốc ,tra bảng 2.3 2 = 0,96

Vây hiệu suất truyền động :

( u1 tỉ số truyền của hộp giảm tốc ,tra bảng 2.4 tadợc u1 =14

u2 tỉ số truyền của bộ truyền đai , tra bảng 2,4 ta có u2= 4 )

Vậy số vòng quay sơ bộ

nsb= 56.26 = 145 (v/ph)

Tra bảng (p.11) ta xác định dợc động cơ cần thết

- Xác định tỉ số truyền cho toàn bộ hệ

thống ( ut) Phân phối tỉ số truyền cho

từng bộ truyền Lập bảng công suất mô

men xoắn ,số vòng quay cho từng trục.

Với hệ thống bánh răng đồng trục 2 cấp ,ta có :

Nên ta chọn vật liệu cho bộ trụyền có HB < 350, vì bộ truyền cấp chậm

và bộ truyền cấp nhanh làm việc với mô men xoắn chênh lệch rất lớn , cho

nên ta chọn vật liệu cho hai bộ truyền là khác nhau Với bộ truyền cấp

thép C45 tôI cảI thiện có đặc điêm thép :

Với bộ truyền cấp nhanh ,do làm việc trong điều kiện tải trọng nhẹ cho

nên để giảm giá thành chế tạo ta chọn loại thép C45 thờng hoá ,với các

II- Xác định ứng xuất cho phép

1-ứng suất cho phép của bộ truyền cấp chậm.

a-ứng xuất tiếp xúc cho phép [  H ] đối với bộ truyền cấp chậm

SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

Theo bảng 6.2

SH = 1,1

KHL =

+ mH : Bậc đờng cong mỏi khi thử về ứng xuất tiếp xúc mH = 6

+ NHO : Số chu kì thay đổi ứng suắt cơ sở khi thử về tiếp xúc

NHO = 30*

Với bánh răng nhỏ HB = 245  = 30*(245)2,4 = 1.6 * 107

2- øng suÊt cho phÐp cña bé truyÒn cÊp nhanh.

a-øng suÊt tiÕp xóc cho phÐp :

+ NHO : Số chu kì thay đổi ứng suắt cơ sở khi thử về tiếp xúc.

NHO = 30*

Với bánh răng nhỏ HB = 180  = 30*(180)2,4 = 2,5 * 106

b- ứng suất uốn cho phép [  F ] của bộ truyền cấp chậm.

Với các hệ số YR,Y,KXF,KFC,SF tính nh cấp nhanh

[ ] =169,7 Mpa

B- III -Thiết kế các bộ truyền trong hộp

giảm tốc:

A-cấp chậm

1-khoảng cách trục của bộ truyền cấp chậm

Công thức xác định khoảng cách trục a của bộ truyền bánh răng trụ

răng thẳng bằng thép ăn khớp ngoài nh sau:

a1 =49,5 (u1 + 1) Trong đó: - T1 là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục II)

- d = b/d1 = 0,5.a.(u+1) là hệ số chiều rộng bánh răng

- KH là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

góc ăn khớp tw =

Zt = Z1 + Z2 = 38+142 = 1 80 (răng);

Tỉ số truyền thc tế khi đó là :

Ut = Z2/Z1 = 142/38 = 3,737

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H  [H] = 481,2 MPa

Thay số vào ta xác định đợc ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền mặt

thoả mãn về điều kiện bền về tiếp xúc và giá thành sản phẩm

4-Kiểm nghiệm răng cấp châm về độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng

suất uấn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ thua giá trị ứng suất uấn cho

phép [F] hay: F  [F]

Do  F2 = F1 YF2 / YF1

Trong đó :

- T1 : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động

- KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF = KF.KF KFv.- KF : Hệ số kể đến

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy Lúc đó

momen xoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng d, gẫy dòn lớp bề mặt

của răng hoặc biến dạng d, phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng thì ứng

suất tiếp xúc cực đại Hmax và ứng suất uốn cực đại F1max luôn luôn phải

nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max

* Ta có ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max đợc xác định nh

sau:

Vậy suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max của mỗi bánh răng xác định

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn toàn đảm

bảo đợc rằng bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn

* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :

1-khoảng cách trục của bộ truyền cấp nhanh

Vì hộp giảm tốc đồng trục cho nên cấp nhanh cũng có khoảng cách trục

bằng với khoảng cách trục củabộ truyền cấp chậm

aw=270 mm

2 Xác định các thông số ăn khớp

 Môđun của bánh răng trụ răng thẳng (m) đợc xác đinh nh sau:

m = (0,01  0,02).a1 = (0,01  0,02).271,7 = 2,71  5,42

Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn m = 3 mm

Tơng tự nh bộ truyền cấp chậm ta cũng có số răng ăn khớp ở hai bánh

3 3-Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H  [H] = 363,6MPa

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) 

điều kiện bền về tiếp xúc nhng không thoả mãn về giảm chi phí do

thừa bền do đó ta cần giảm bề rộng vành răng của bộ truyền cấp nhanh

Gọi ’ba là bề rộng vành răng khi đã giảm bề rộng Ta có :

’ba = [ ]2*ba = [ ]2*67,5=44,2 mm

ta chọn ’ba =45 mm

khi đó ta kiểm tra lại ứng suất của bộ truyền cấp nhanh:

Vởy bộ truyền cấp nhanh đợc kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc

4- Kiểm nghiệm răng nhanh về độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng

suất uấn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ thua giá trị ứng suất uấn cho

phép [F] hay: F  [F]

Do  F2 = F1 YF2 / YF1 Trong

đó :

- T1 : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động

- Các hệ số đợc tính nh đối với bộ truyền câp chậm

Do Theo

Bảng 6.18 (Trang 109-Tâp1: Tính toán )

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy Lúc đó

momen xoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng d, gẫy dòn lớp bề mặt

của răng hoặc biến dạng d, phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng thì ứng

suất tiếp xúc cực đại Hmax và ứng suất uốn cực đại F1max luôn luôn phải

nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max

* Ta có ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max đợc xác định nh

sau:

Vậy suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max của mỗi bánh răng xác định

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn toàn đảm

bảo đợc rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn

* Th«ng sè c¬ b¶n cña bé truyÒn cÊp nhanh :

IV – thiÕt kÕ bé truyÒn ngoµi (bé truyÒn ®ai) :

1 -chän lo¹i ®ai va tiÕt diÖn ®ai:

Chän lo¹i ®ai trong bé truyÒn ®ai lµ ®ai thang thêng Theo tiªu chuÈn

Gost 12841-80;2-80-3-80 ,vµ h×nh (4.1) trang 59 ta chän lo¹i ®ai lµ ®ai

b Víi c¸c th«ng sè cña ®ai díi ®©y:

Lo¹i ®ai: thang thêng

2– Xác định các thông số của bộ truyền :

a-đ ờng kính đai nhỏ:

theo bảng 4.13 ta đã chọn đợc đờng kính bánh đai nhỏ; d 1 = 200 mm

b-khoảng cach trục a

trị số a đợc tính thoả mãn về điều kiện sau :

h + 0,55(d1+d2)<= â<= 2(d1+d2)

10,5 + 0,55(200+800) <= a <= (200+800)

560,5<= a <= 2000

chọn a = 1000 mm

chiều dài đai l xác định theo công thức :

l = 2a + (d1+ d2)/2 + 1/4a( d2-d1)2

=2 1000+.(200+800) + 1/4.1000(800-200)2 = 3660,79 mm

theo tiêu chuẩn bảng 4.13 ta chọn l = 3750 mm

khi đó khoảng cách trục chính xác sẽ là :

4-Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng trên đai đợc xác định theo công thức sau :

Phầniii: tính toán trục

liệu chế tạo trục là thép 45 tôI cảI thiện có =750Mpa ch= 450Mpa và

ứng suất xoắn cho phép

[ ]=12 20Mpa

II) Tính thiết kế trục :

Tính thiết kế trục nhằm xác đinh đờng kính và chiều dàI các đoạn

trục đáp ứng yêy cầu về độ bền, kết cấu lắp ghép và công nghệ Tính

trục và thiết kế trục ta tiến hành theo các bớc sau

1-Xác định tảI trọng tác dụng lên trục:

a- lực tác dụng từ bộ truyền bánh bánh răng rụ

khi ăn khớp các bộ truyền sẽ tác dụng các lực

*-Với trục III:

chiều dàI mayo bánh răng trụ lắp trên trục :

lm3= (1,2…1,5)d3 = (1,2 1,5) 80 = (96 120) mm; chọn lm3 =110 mm;

- Chọn khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thànhtrong của hộp giảm tốc hoặc khoảng cách giữa các chi tiếtquay là : k1 =10 mm

- Chọn khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp :

k2 =8 mm

- Chọn khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đén nắp ổ k3

= 15 mm

- Chiều cao nắp ổ và bu lông hn = 16 mm

a-Tính các khoảng cách của trục I :

khoảng cách từ gối đỡ O đến tiết diện nắp bánh đai :

l12= - lc12 với lc12 khoảng cấch công xôn trên trục I

lc12 = 0,5.(lm12 + bo1) + k3 + hn ;lm12 =50 mm;

Vậy lc12 = 0,5.(50 + 23) + 15 + 16 = 67,5 mm

-khoảng cách từ goói đỡ O đến bánh răng 1

l13 = = 0,5.(lm13 + bo) + k1 + k2 ; với lm13 = 50 mm

Vậy l13 = 0,5.(50 + 23) + 10 + 8 = 54,5 mm;

Khoảng cách từ gối đỡ O đến gối đỡ 1 : l11 = 2.l13= 2.54,5 =109 mm

b-Tính các khoảng cách của trục II :

khoảng cách từ gối đỡ O đến tiếtdiện nắp bánh răng 2 trên trục II :

c-Tính các khoảng cách của trục III :

khoảng cách từ gối đỡ O lắp trên trục III đến tiếtdiện nắp bánh răng 4

4) Xác định đ ờng kính và chiều dài các đoạn

giả sử các phản lực trên các gối đỡ co chiều nhủ hình vẽ

Tại gối đỡ trục I :

Fly21 = -1/l21 ( Fy22 l22 + Fy23 l23) Fly21 = -1/l21 ( Fy22 l22 + Fy23 l23)

Sơ đồ đặt lực và biểu đồ mô men của trục I

*/ xác định đ ờng kính trục I:

+Tại tiết diện 1-1 trên trục I ta có :

Mt= == 0(Nmm)

Vậy đờng kính trục tại tiết diện 1-1 trên trục I là:

d1-1 =

[ ] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục , tra bảng 10.5 với trục có

đờng kính d<30 mm ,chọn vật liệu là thép 45 có b 850 Mpa

ta có [ ]=61 MPa

Vậy d1-1= = 19mm, đẻ phù hợp với tiêu chuẩn lấy d1-1= 20mm

+ Xét tại tiết diện lắp ổ lăn

Mt-o=

Vậy đờng kính trục tại tiết diện lắp ổ lăn

do-o== = 25,05mm lấy theo tiêu chuẩn do-o=25mm

+ xác định đờng kính tại tiết diện lắp bánh răng 1:

Trong đó các đại lợng đợc xác định nh sau:

- d,c làứng suất dập và ứng suất cắt tính toán (MPa)

- d là đờng kính trục lặp then (mm)

- T là mômen xoắn trên trục có lắp then (N.mm)

- lt = (0,8  0,9)lm Với ll, lm là chiều dài then và chiều dài mayơ (mm)

- b, h là chiều rộng và chiều cao của then (mm)

[d] là ứng suất dập cho phép với vật liệu then bằng thép 45 chịu tải

trọng va đập vừa [d] = 100MPa ;

- [c ] ứng suất cắt ứng suất cắt cho phép với vật liệu then bằng thép

45 chịu tải trọng va đập nhẹ [c] = 20  30 MPa ;

-theo bảng 9.1a ta chọn then tại tiết diện lắp bánh đai ứng với đờng

do đó để đảm bảo độ bền ta lắp thêm một then cach nhau 180o Khi đó

ứng suất trên mỗi then la: d = 0,75.139147,8 /(20.45.(6-3,5)) = 46,4 Mpa

 c = 0,75.139147,8[20.45.6] = 19,32 Mpa<[c] = 20  30 MPa ;

Thoả mãn độ bền

+ Tính then trên tiết diện lắp bánh răng 1 :

tại tiết diện này ứng với đờng kính trục d= 35mm ta chọn then có các

*) Do khi làm thêm rãnh lắp để lắp then ở trên trục sẽ làm cho tiến diện

thay đổi dẫn đến phát sinh hiện tợng tập trung ứng suất làm cho trục

kém bền Vậy ta phải tiến hành kiểm nghiệm lai xem trục có còn làm tốt

hay không

Cụ thể tại tiết diện trục lắp bánh răng thẳng chủ động 1 có đờng

kính 35 mm có xẻ rãnh để lắp thên bằng lbh = 45108 có t1 =5 ta có

Khi đó ứng suất uốn và xoắn phát sinh tai tiết diện này là:

Còn tại tiết diện trục lắp ổ lăn với đờng kính trục d = 25 mm

Mô men uốn :WB = 3,14.d3/32 = 3,14 253/32 = 1533,9 Mpa

Mô men xoắn : WoB = 3,14.d3/16 = 3,14 253/16 = 3066,4 Mpa

Khi đó ứng suât uốn và xoắn phát sinh tai tiết diện này là:

Vậy tại tiết diện A trên trục I vẫn là tiết diện nguy hiểm nhất Cho nên ta

phải kiểm nghiệm tại đây xem hệ số an toàn có đảm bảo điều kiện làm

việc dài lâu hay không

Để bảo đảm độ bên lâu cho trục kết cấu ttrục đảm bảo đợc độ bền

mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điêù kiện

-Lực tác dụng tổng hợp lên các gối đỡ của các ổ trên trục II :

+ trên gối đỡ 1 :

Flt20 =

+ trên gối đỡ 1 :

Ft21 =

` */ xác định đ ờng kính trục II:

+Tại tiết diện lắp ổ lăn trên trục II ta có :

Vậy đờng kính trục tại tiết diện 2-0 trên trục II là:

d2-0 =

[ ] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục , tra bảng 10.5 với trục có

đờng kính d=60 mm chọn vật liệu là thép 45 có b 850 Mpa

ta có [ ]=54,5 MPa

Vậy d2-0= = 54,6mm, đẻ phù hợp với tiêu chuẩn lấy d2-0= 55mm

+ Xét tại tiết diện lắp bánh răng 2 :

M2-2=

Vậy đờng kính trục tại tiết diện lắp bánh răng 3 :

do-o== = 57,6mm lấy theo tiêu chuẩn do-o=60mm

+ xác định đờng kính tại tiết diện lắp bánh răng3:

Vậy đờng kính trục tại tiết diện trục là:

lấy theo tiêu chuẩn chọn d23 = 48mm

Tại tiết diện lắp ổ lăn o do không có yêu cầu về tảI nên ta chọn đờng

- [c ] ứng suất cắt ứng suất cắt cho phép với vật liệu then bằng thép

45 chịu tải trọng va đập nhẹ [c] = 20  30 MPa ;

-theo bảng 9.1a ta chọn then tại tiết diện lắp bánh răng ứng với đờng

kính trục d = 48 mm co các kích thớc : b = 6 mm ; t1 = 3,5 mm ; h = 6

mm ;

từ lm2 = 70 Ta thấy bánh răng 2 có bề rộng vành răng là bw = 30 mm Cho

nên ta chọn lm2 = 35mm cũng đủ thoả mãn và phù hợp với kết cấu

vậy lt = (0,8 0,9)lm = 28 31,5 ; lấy lt = 30 mm Ta chọn then

có các số liệu sau :

b= 14mm ; h= 9mm ; t1=5,5mm;

với TI = 505010,3 Nmm d = 48 mm

 d = 2.505010,3/[30.48.(9-5,5)] = 196,3 Mpa> [d] = 100 Mpa

do đó để đảm bảo độ bền ta lắp thêm một then cach nhau 180o Khi đó

ứng suất trên mỗi then la: d = 0,75.505010,3 /(20.45.(9-5,5)) = 75 Mpa

 c = 0,75.505010,3[30.48.14] = 18,7 Mpa<[c] = 20  30 MPa ;

Thoả mãn độ bền

+ Tính then trên tiết diện lắp bánh răng 3 :

tại tiết diện này ứng với đờng kính trục d= 60mm Ta có bw =108mm mà

*/ Tính kiểm ngiệm trục :

về độ bền mỏi : Tại tiết diện lắp bánh răng 2 có d= 48 mm

Wo =

Khi đó ứng suất uốn và xoắn phát sinh tai tiết diện này là:

Còn tại tiết diện lắp bánh răng 3

Wo =

hi đó ứng suât uốn và xoắn phát sinh tai tiết diện này là:

Vậy tại tiết diện lắp bánh răng 2 trên trục II là tiết diện nguy hiểm

nhất Cho nên ta phải kiểm nghiệm tại đây

Ta có :

Trong đó S ,S là hệ số an toàn chỉ xét riêng s pháp và s tiếp tại tiết

diện i