Đồ án môn học Chi Tiết Máy- Thiết kế vỏ hộp và các bộ phận khác của hộp,bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp

“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 nghệkim loại, Vẽ k

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 nghệkim 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 đồngthời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị choviệc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này Nội dung của đồ án được chia làm 7 phần nhưsau:

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 điềuchỉnh ăn khớp

Em chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Văn Yến, các thầy cô và các bạn khoa cơkhí 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 cónhững mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bàigiảng của các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh được những saisót 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

PHỤ LỤC

Trang

2 Tính công suất danh nghĩa trên các trục 9

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

10 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu 16 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 cầnchọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất để vừa đảm bảo yếu tố kinh tế vừa đẩm bảoyếu 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 sốcủa mômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng, đảm bảo khởi động êm, hãm và đảochiều dễ dàng nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành đắt, khó kiếm và phảităng 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 khởiđộng 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, giáthành 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 phađồng 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:

Pct= Pt

η

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

P: Công suất trên trục công tác (kW)

η: Hiệu suất truyền động.

Với η = η3ổ η br2 .η đ

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

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):

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.

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.

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:

=> Không cần chọn lại đường kính D2.

3 Tính chiều dài tối thiểu của đai.

A = 1995,4 (mm) > 2(D1+D2) = 2(250 + 630) = 1760 (mm)

Chọn lại A = 2000 (mm)

Tính lại L:L=2A+ π2( D1+D2)+

( D2−D1)24A

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

Chiều dày đai δ được chọn theo tỉ số

Xác định chiều rộng đai b được cho bởi công thức:

b≥ 1000P đc

δ v [σ p]o C t C α C v C b

Trong đó:

Pđc: công suất động cơ

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

Lấy ứng suất căng ban đầu σo = 1,8 (N/mm2), theo trị số

D1δ

'

=2506 =41,6

tratrong bảng 5-5/89 tìm được [σp]o = 2,25(N/mm2)

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 truyềnlàm việc 2 chiều, yêu cầu thời gian làm việc t = 8200 giờ, ngày làm việc 1 ca, 1 ca 8giờ, 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:

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

b) Ứng suất uốn cho phép.

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

[σ]u= σ−1

nK σ K N

'

n2 = 128,6 (v/p) số vòng quay của bánh bị dẫn.

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

[σ]tx ứng suất tiếp xúc cho phép

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 chạymòn, HB ≤ 350 =>K tt =1,19+1

2 =1,1Đối 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

* Số răng bánh nhỏ: Z1=2A

m(i+1) = 2.268 4( 4,54+1) =24,18Lấy Z1 = 24 răng

9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng.

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

σ u=19,1 106KP

Ym2Znb ≤[σ]uTrong 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:

σu1=19,1.106.1,6.12,2880,43.42.24.584.80 =42,7(N/mm2)≤ [σ]u1

* Ứng suất tại chân răng bánh răng lớn:

Vậy răng đủ bền khi quá tải.

11 Các thông số chủ yếu của bộ truyền.

- Môđun m = 4

- Số răng: Z1 = 24, Z2 = 109

- Góc ăn khớp(dịch chỉnh đều): α = 200

II Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm (Bánh răng trụ răng nghiêng).

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

Giả sử đường kính phôi từ 100 ÷ 300 (mm), từ bảng 3-6/39, chọn phôi rèn là thép 45 thường hóa

a) Ứng suất tiếp xúc cho phép.

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

Theo bảng 3-9/43, chọn số chu kỳ cơ sở N0 = 107

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)

[σ]u= σ−1

nK σ K N

'

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

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

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 =>K tt =1,25+1

2 =1,125

Đối với bánh răng trụ răng nghiêng có cấp chính xác 9 có b >

2,5m n sin β và vận tốc vòng v < 3 m/s Tra bảng 3-13/48, chọn hệ số tải trọng động Kđ = 1,2

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

-Lấy góc nghiêng sơ bộ βsb = 350

9 Kiểm nghiệm độ bền uốn của răng.

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

σ u=19,1 106KP

Ymn2Znbθ'' ≤[σ]uTrong đó:

m – mođun pháp của bánh răng

K – hệ số tải trọng K = 1,35

n – số vòng quay của bánh răng nhỏ

b – chiều rộng bánh răng

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:

σu1=19,1.106.1,35.5,990,476.42.25.128,6.88.1,5=47,8 (N/mm2) ≤[σ]u1

* Ứng suất tại chân răng bánh răng lớn:

* 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:

88.128,6 = 354,12 (N/mm2)≤ [σ]txqt1

Bánh lớn:

σtxqt2 =

1,05.106294.3,78 √(3,78+1)31,35.5,84.1,8

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

dc2 =

mZ2cosβ= 4.95cos35017' = 466(mm)

- Khoảng cách trục A:

A =

( Z1+Z2) 42cosβ =(25+95 ).42cos35017' =294 (mm)

- Lực dọc trục:

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 = 25Mpa

Với Ti–Mômen xoắn trên các trục (i = 1, 2, 3)

[τ]x- ứng suất xoắn cho phép

chọn trị số d2 = 60(mm) để chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung bình được tra trong bảng14P/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 =√M u2+0,75 T2=√3953582+0,75 200942,52=431962(Nmm)

d1−2≥ √3431962

0,1.63 =40(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 = √ Mu2+0,75.T2= √ 0+0,75.200942,52=174021

d1−0≥3√ 174021

0,1.63 =29,6

Lấy d1-0 = 30 (mm)

* Tính mômen uốn tại những tiết diện nguy hiểm:

- Tại tiết diện 2-1: Mu 2-1 = √Muy2 +Mux2

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 = √ Mux2 +Muy2

[σ] được tra trong bảng 7-2/119, [σ] = 50 (N/mm2)

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

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

τa = τmax =

T

m = 0Trong đó:

W, Wo là mô men cản uốn và mômen cản xoắn của tiết diện trục (trabảng 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

- 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:

εσ = 0,83; ετ = 0,71Chọn hệ số tập trung tải trọngkσ, kτ trong bảng 7-8/127

- Tại tiết diện 2-1: d2-1 = 65 (mm)

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

ε = 0,76; ε = 0,65

Chọn hệ số tập trung tải trọngkσ, kτ trong bảng 7-8/127

εσ = 0,76; ετ = 0,65Chọn hệ số tập trung tải trọngkσ, kτ trong bảng 7-8/127

εσ = 0,72; ετ = 0,6Chọn hệ số tập trung tải trọngkσ, kτ trong bảng 7-8/127

Để lắp then trên đường kính trục I có d1-2 = 42 (mm), theo bảng 7-23/143 tachọn 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:

τ c=2T dlb1≤[τ]c

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

Chiều dài moay ơ:lm2-1 = 98 (mm)

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

* Kiểm nghiệm sức bền dập:

σ d=2T2/2

dlt 1 = 2.44489965.5,6.78 =31,34 (N/mm2)Với [σ]d = 100 (N/mm2)

⇒ σ ≤ [σ]d (thỏa điều kiện)

* Kiểm nghiệm theo sức bền cắt:

τc= 2T dlb2/2 = 2.444899 65.78.5,6 =9,7

(N/mm2)Với[τ]c=87 (N/mm2)

⇒ τ ≤ [τ]c(Thỏa điều kiện)

b) Tính then tại đường kính d 2-2 d2-2= 70 (mm)

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:

σ d=2T2

dlt 1= 2.44489970.85.6,1=24,5 (N/mm2)Với [σ]d = 100 (N/mm2)

⇒ σ ≤ [σ]d (thỏa điều kiện)

* Kiểm nghiệm theo sức bền cắt:

τ c=2T dlb2= 2.889798,670.85.20 =14 ,95

(N/mm2)Với[τ]c =87 (N/mm2)

⇒ τ ≤ [τ]c (Thỏa điều kiện)

3 Tính then trục III.

* Tính then tại đường kính d3-1 = 95 (mm)

Từ bảng 7-23/143, ta chọn:

b = 28 mm, h = 16 mm, t = 8 mm, t1= 8,2 mm, k = 10 mm

Chiều dài moay ơ: lm3-1 = 92 (mm)

Chiều dài then: lt3-1 = 0,8.92 = 74 (mm)

Kiểm nghiệm sức bền dập:

σ d=2T dlt3/2

1 = 2.1640914 ,895.74.8,2 =56 ,9

(N/mm2)Với [σ]d = 100 (N/mm2)

⇒ σ ≤ [σ]d (thỏa điều kiện)