Đồ án thiết kế chi tiết máy

Đồ án thiết kế chi tiết máy giúp các bạn SV năm cuối tham khảo

BÁO CÁO TỐT NGHIỆP

Đồ án thiết kế Chi tiết máy

MỤC LỤC

MỞ ĐẦU ! 1

PHẦN 1 TÍNH ĐỘNG HỌC 2

I.Chọn động cơ: 2

1.1 Xác định công suất đặt trên trục động cơ : ct td yc P P P  . (KW) Trong đó : P ct 1000F .v (KW) 2

1.2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện : 2

1.3 Chọn động cơ 2

3.1 Số vòng quay 3

3.2 Công suất trên các trục 3

3.3 Tính momen xoắn trên các trục 3

3.4 Bảng thông số động học 4

PHẦN 2 TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 4

I TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH 4

P2=1,64 KW; 4

1.6 Xác định thông số của đĩa xích 7

1.7 Xác định lực tác dụng lên trục 8

P2=1,64 KW; 8

II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG NGHIÊNG 9

P = PI = 1,70 (KW) 9

2.1 Chọn vật liệu bánh răng: 9

ZR -hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc 9

NFO=4.106 10

NHE = NFE =60.c.n.ti 10

Ta có: NHE1 = NFE1 =60.c.n1.Lh= 60.1.705.22000 = 930,6 107 10

2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 11

2.4 Xác định các thông số ăn khớp 11

Góc nghiêng của răng trên mặt trụ cơ sở 12

2.5 Xác định các hệ số và một số thông số động học 12

Tra phụ lục 2.3/250[1], với: +CCX=9 13

ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng 13

ZH –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc 13

KH –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc 14

Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức 14

Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x=0, ta có:  60 , 3 80 , 3 2 1   F F Y Y 15

2.7 Các thông số hình học của cặp bánh răng: 15

2.8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng 16

III CHỌN KHỚP NỐI 17

3.1 Mô men xoắn cần truyền 17

3.2 Chọn vật liệu: 18

3.3 Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu: 18

3.4 Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt: 18

3.5 Lực tác dụng lên trục 18

IV TÍNH TRỤC 18

4.1 Tính sơ bộ đường kính trục 18

4.1.1 Chọn vật liệu 18

4.2 Xác định lực tác dụng lên trục và bánh răng 18

4.3.1 Với trục I 19

4.4 Xác định phản lực lên các gối trục 20

Ry11 =(Fr1.(l11 -l13 )+ Fa1 dw1 /2)/ l11 22

Rx11 =(Ft1.(l11 -l13 )- Fk (l12 +l11 ))/ l11 22

Rx10 = Ft1-Rx11 - Fk = 1057,3 -365,15 – 103,55 = 588,6 (N)>0 22

4.5 Tính thiết kế trục 22

4.5.1 Tính sơ bộ trục II 22

M13=0 24

Mtđ13= M2 0 , 75 T2 0 2 0 , 75 23299 2 20177Nmm 13     24

a Tại tiết diện 1-2 25

Công thức (9.1) ta có: MPa   MPa t h dl T d t d 23 , 299 100 ) 5 , 3 6 ( 40 20 23299 2 ) ( 2 1          25

b Tại tiết diện 1-3 25

Với then làm bằng thép, tải va đập nhẹ ta chọn được 25

Công thức (9.1) ta có: MPa   MPa

t h dl

T

d t

) 3 5 (

25 15

23299 2 ) (

2

1













 25

Với thép 45 có: b  600MPa, 1 0 , 436 b  0 , 436 600  261 , 6MPa 25

Nên:   j j j j j j j aj d t d t b d M W M 2 32 2 1 1 3 max         26

Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho ,[s] = 1,5 2,5 26

Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky=1 27

y x dj K K K K          1     và y x t dj K K K K          1    27

V TÍNH CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN 28

5.1 Chọn ổ lăn cho trục II 28

Lực dọc trục: Fat = 290,24 N 28

5.2.3.Chọn sơ đồ bố trí ổ lăn 28

1  0  F a F S F at = 217,8 – 290,24 = -72,44 (N) < Fs1 nên Fa1 =164,16 N 29

5.2.5 Tính tỷ số 29

Y0 = 1,48 29

5.2.6 Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ chặn. 29

5.2.7 Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động 29

Q = 944,762 N 30

Cd = 944,762 3 930 , 6= 9223,8 N= 9,2238 kN < C = 9,43 kN 30

5.2.8.Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh 30

X0 = 0,5 ; Y0 =0,47 30

Qt0 = ( X0.Fr0 + Y0.Fa0 )= 0,5.605+ 0,47.454,4= 516 N 30

Qt1 = ( X0.Fr1 + Y0.Fa1 ) =0,5.456 + 0,47.164,16= 305 N 30

PHẦN III: KẾT CẤU VỎ HỘP 30

I.VỎ HỘP 30

1.2 Kết cấu nắp hộp 30

Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc : 30

II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT KHÁC 32

Kết cấu bánh răng trụ đối xứng 33

Các độ dốc  5 7  ochọn 5o   33

Với h: là kích thước rãnh thoát dao 33

Bảng :Thông số kết cấu bánh răng 33

2.2.1 Nắp ổ 33

Trong đó D là đường kính lắp ổ lăn 33

2.2.2 Cốc lót 33

Đường kính lỗ lắp ống lót 36

III.BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP 37

Bảng thống kê dành cho bôi trơn 37

Phần 1 : Tính toán động học 39

I.Chọn động cơ 39

Phần 2 :Tính toán thiết kế chi tiết máy 39

I.Tính bộ truền xích 39

2.6.1 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 40

2.6.3 Kiểm nghiệm về quá tải 40

2.8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng 40

Phần 3 : Kết cấu vỏ hộp 40

I.Vỏ hộp 40

TÀI LIỆU THAM KHẢO 42

3-Hướng dẫn làm bài tập dung sai – Ninh Đức Tốn – Nguyễn Trọng Hùng 42

4-Bài tập kĩ thuật đo 42

MỞ ĐẦU !

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nôi dung không thể thiếu với chương

trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên những kiến thức cơ sở vềkết cấu máy và các quá trình cơ bản khi thiết kế máy.Trong quá trình học môn Chitiết máy em dã được làm quen với những kiến thức cơ bản về kết cấu máy , cáctính năng cơ bản của các chi tiết máy thường gặp.Đồ án môn học Chi tiết máy làkết quả đánh giá thực chất nhất quá trình học tập môn Chi tiết máy,Chế tạophôi,dung sai…

Hộp giảm tốc là thiết bị không thể thiếu trong các máy cơ khí,nó có nhiêm vụ biếnđổi vận tốc vào thanh một hay nhiều vận tốc ra tùy thuộc vào công dụng củamáy.Khi nhận đồ án thiết kế Chi tiết máy thầy giao cho, em đã tìm hiểu và cố gắnghoàn thành đồ án môn học này

Trong quá trình làm em đã tìm hiểu các vẫn đề sau:

_ Cách chọn động cơ điện cho hộp giảm tốc

_ Cách phân phối tỉ số truyền cho các cấp trong hộp giảm tốc

_ Các chỉ tiêu tính toán và các thông số cơ bản của hộp giảm tốc

_ Các chỉ tiêu tính toán,chế tạo bánh răng và trục

_ Cách xác định thông số của then

_ Kết cấu, công dụng và cách xác định các thông số cơ bản của vỏ hộp và cácchi tiết có liên quan

_ Cách lắp ráp các chi tiết lại với nhau thành một kết cấu máy hoàn chỉnh

_ Cách tính toán và xác định chế độ bôi trơn cho các chi tiết tham gia

truyền động

P P

kn k

Trong đó nct : là tốc độ của bộ phận công tác

Usb = Usbh Usbng :Tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống

Với Usbng = Ux < 2,5  chọn Ux = 2,0

Tra bảng 2.4[I] - trang 21,ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc 1 cấp bánh răngtrụ: Usbh = 4

 Usb = 4 2,0 = 8,0  nsb = nct.Usb = 79,12 8,0= 632,96 (vòng/phút).Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ điện : nđb = 750(vòng/phút)

T

T

II Phân phối tỷ số truyền.

2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống : 8 , 91

12 , 79

n

n U

2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc :

Chọn tỷ số của bộ truyền ngoài : Ux = 2,30

30 , 2

91 , 8

3.2 Công suất trên các trục

Công suất trên trục công tác: Pct =1,5 (KW)

Công suất trên trục II: P2=

x ol ct

P



 =0,921.,05,992 =1,64 (KW)

Công suất trên trục I: P1=

br ol

1

10 55

,

1

1 6

P 10

2

2 6

Với + P : Là công suất cần truyền qua bộ truyền xích.P= P2=1,64 KW.

+kn:Là hệ số vòng quay Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ là:

+k = kđ.k0.ka.kđc.kbt.kc ; trong đó:

k đ: hệ số tải trọng động Đề bài cho tải trọng va đạp nhẹ, nên ta chọn kđ = 1,35

k 0 : hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền.Do đường nối tâm các đĩa xíchtrùng với phương ngang Nên k0 = 1

a = 38.p; suy ra ka = 1

k đc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích Do điều chỉnh bằng một trongcác đĩa xích Nên kđc = 1

trơn đạt yêu cầu nên chọn k bt =1,3

 k = 1 1 1 1,35 1,3 1,25 = 2,19375

Như vậy ta có : Pt = 1,64.1,1.1.2,19375= 3,958 kW

Tra bảng 5.5 tttk hdđck, với n01 =200 vòng/phút.chọn bộ truyền xích một dãy có: bước xích : p = 19,05 mm ;

đường kính chốt : dc=5,96mm ;

chiều dài ống : B=17,75 mm ;

công suất cho phép : [P]=4,80 kW

Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt [P]=4,80 kW

Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p  pmax

2 1 1

5 , 0

Z X

Z Z X

2 , 182 25

d F F F k

Fv :lực căng do lực li tâm gây ra: Fv = q.v2= 1,9 1,452 = 3,995 N

F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :

Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền

1.6 Xác định thông số của đĩa xích

.

d

vd d t r

k A

E F K F

 [H1 ]Trong đó:

[H1 ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép

Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện sẽ đạt được độ rắn HB=210 ta có [H1]=600Mpa

Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.182,2.19,053.1 = 1,638N

Hệ số tải trọng động : Kđ=1,35 (bảng 5.6)

kđ=1(sử dụng 1 dãy xích)

Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,42 (vì Z1 =25 )

Diện tích bản lề : A = 106 mm2 (tra bảng (5.12)với p=19,05 mm, xích ống con lănmột dãy)

Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa



1 106

10 1 , 2 ).

638 , 1 35 , 1 1131 (

42 , 0 47 , 0

5

H

 H1 <[H] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc

Tương tự cho đĩa xích 2 với cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện Hệ số ảnh hưởngcủa số răng đến đĩa xích Kr=0,23 (vì Z2 =57) Ta có:

Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc

Chiều dài xích L 2247,9 mm

Khoảng cách trục a 725 mm

II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG NGHIÊNG.

Thông số đầu vào:

H] ( S ).Z Z K K

[  0 lim

FL xF s R F F

KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng

YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng

YS –hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất

KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ:

1

.

1

NHE, NFE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Do tải trọng tĩnh nên ta có:

N HE = N FE =60.c.n. ti

Trong đó:

c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1)

N HE1 = 930,6 10 7 > N HO1 = 9,99 10 6 Suy ra KHL1 = 1

N HE2 = 24,2 10 7 > N HO2 = 8,83 10 6 Suy ra KHL2 = 1

N FE1 = 930,6 10 7 > N FO1 = 9,99 10 6 Suy ra KFL1 = 1

N FE2 = 24,2 10 7 > N FO2 = 8,83 10 6 Suy ra KFL2 = 1

2.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải

[ H]max  2 , 8 max( ch1,  ch2) =2,8  ch1 = 2,8.400 = 1260 (Mpa)

] [

).

1

.(

ba H

H a

w

u

k T u

T là mômen xoắn trên trục chủ động T1 = TI = 23028 (N.mm)

[H]- ứng suất tiếp xúc cho phép [H]= 418,2 ( MPa)

Ka,– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng

03 , 1 23028 ).

1 87 , 3 (

1 87 , 3 ( 5 , 1

970296 ,

0 105 2 ) 1 (

87 , 3 821 , 3

% 100

Vì U = 1,27%< 4% , suy ra thoả mãn

2.4.3.Xác định góc nghiêng của răng.

Tính lại góc 

964 , 0 105

2

) 107 28 (

5 , 1

2

) (

20 cos

tg arctg

' 40 20 (cos(

0

0 0

2.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.

2.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Công thức 6.33:

].

[

.

) 1 (

2

1

H w

t

H H

M

H

d u b

u K T Z

sin

' 24 14 cos

5 , 31 105 3 , 0

5

,

1

' 21 15 sin

1 2 , 3 88 , 1 1

1 2 , 3 88 , 1

2 1





746 , 0 795

H

187 , 1 02 , 1 03 , 1

, 43 821 , 3 5 , 31

) 1 821 , 3 (

187 , 1 23028

2 746 , 0 71

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;

Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức

xH v R m H

1

1

.

.

.

2

F w

w

F F

F

m d b

Y Y Y K

T



] [ 2 1

89 , 0 140

' 21 15 1 140

31 ' 21 15 cos

80 , 3 2

F

K - hệ số tải trọng khi tính về uốn

Fv F F

518 , 1 05 , 1 055 , 1 37 , 1

Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn

2.6.3.Kiểm nghiệm về quá tải:

Ứng suất tiếp xúc cực đại:

] [

T

T k

[ ] [ 364 , 133 2 , 2 62 , 60

107 5 , 1 cos

.

] [ 55 , 43 ' 21 15 cos

28 5 , 1 cos

m

d

mm z

- Đường kính đỉnh răng :

mm m

d d

mm m

d d

a

a

44 , 166 5 , 1 2 55 , 166

2

55 , 43 5 , 1 2 55 , 43

2

2 1

-Khoảng cách trục chia: a=( d1+d2)/2= (43,55+166,44)/2= 104,995 (mm)

-Đường kính chân răng :d f1 d1  2,5.m 43,55 2,5.1,5 39,8   mm

d f2 d2  2,5.m 169, 44 2,5.1,5 162,8   mm

2.8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng

Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền:

Thông số Kí hiệu Giá trị

Khoảng cách trục chia a 104,995 mm

Khoảng cách trục aw 105 mm

Z2 107 răngĐường kính vòng chia d1 43,55 mm

d2 166,44 mmĐường kính chân răng df1 39,8 mm

df2 162,8 mmĐường kính vòng lăn dw1 43,56 mm

dw2 166,44 mmĐường kính đỉnh răng da1 46,55 mm

da2 169,44 mmĐưòng kính cơ sở db1 40,92 mm

dt= 32 mm < cf

kn d

ta chọn nối trục có các thông số kích thước chủ yếu sau :

Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được cf

kn

T 125 N.mĐường kính lớn nhất có thể có của trục nối cf

kn

Đường kính vòng tâm chốt D0 90 mm

Chiều dài phần tử đàn hồi l3 28 mm

Chiều dài đoạn công xon của chốt l1 34 mm

Đườgn kính của chốt đàn hồi dc 14 mm

3.2 Chọn vật liệu:

Nối trục làm bằng gang CЧ21-40; chốt bằng thép 45 thường hóa, vòng đàn hồibằng caosu

ứng suất dập cho phép của vòng caosu:[σ]d=2 (N/mm2)

ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]u=60(N/mm2)

3.3 Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu:

c v

x d

d l D Z

T K





28 14 90 4

10 299 , 23 2 , 1 2

.

T d

sb

d   (mm)

Chọn sơ bộ đường kính trục là:

4.2 Xác định lực tác dụng lên trục và bánh răng

' 40 0 1057,3.tg2 β

Cos

α Ft1.tg

0 0 1

-Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2=15 mm;

-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=10mm;

-Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=15mm

4.4 Xác định phản lực lên các gối trục

yzx

Do trục yêu cầu tính chi tiết là trục I nên ta chỉ cần xác định giá trị các phản lực lêncác gối trục của trục I.Chọn hệ toạ độ như hình vẽ.

Ta có :

Ry11 =(Fr1.(l11 -l13 )+ Fa1 dw1 /2)/ l11

= (413,57.(95-47.5) + 290,24.43.56/2) / 95 = 273,33 (N) > 0 đúng chiều đãchọn

Ry10 = Fr1- Ry11 =413,57 – 273,33= 140,24 (N) >0 ; đúng chiều đã chọn

+Với d2sb=30mm Ta chọn đường kính các đoạn trục:

-Tại tiết diện lắnp bánh răng: d22=30mm

-Tại tiết diện lắp ổ lăn: d20=d21=25mm

-Tại tiết diện lắp đĩa xích: d23=22mm

zx

Mômen tổng uốn và mômen tương đương Mtđkj ứng với các tiết diện.

2 1 2

M

M x y2 0 2 5902 , 35 2 5902 , 35

1 2

1

Nmm T

M

2 2

2

Nmm T

73 , 35116 1

21023 1

20177 1

Chiều sâurãnh then

Bán kính góc lượn củarãnh

b h t1

t2 Nhỏ nhất

Lớn nhất1-2 20 6 6 3,5 2,8 0,16 0,25

+Kiểm nghiệm độ bền của then:

a Tại tiết diện 1-2

-Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then Chọn lt=(0,8…0,9)lm12=40mm

Với then làm bằng thép, tải va đập nhẹ ta chọn được

  d  100MPa

  c  20 30MPa

Công thức (9.1) ta có: MPa   MPa

t h dl

T

d t

) 5 , 3 6 (

40 20

23299 2 )

T

c t

6 40 20

23299 2 2

b Tại tiết diện 1-3

-Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then Chọn lt=(0,8…0,9)lm13=25mm

Với then làm bằng thép, tải va đập nhẹ ta chọn được

  d  100MPa

  c  20 30MPa

Công thức (9.1) ta có: MPa   MPa

t h dl

T

d t

) 3 5 (

25 15

23299 2 ) (

5 25 15

23299

4.6.Kiểm nghiệm trục ( trục I) theo độ bền mỏi.

Với thép 45 có: b  600MPa, 1  0 , 436 b  0 , 436 600  261 , 6MPa

MPa

728 , 151 6 , 261 58 , 0

Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng ta

có :

j

j j

j

d

t d bt d W

2

32

j j

j j aj

d

t d t b d

M W

M

2

32

1 1

3 max

mj

W

T

2 2

t d bt d W

2

16

1 1

3 0

j oj

j j aj

mj

d

t d bt d

T W

T

2

16

2

2

1 1

3 max

Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục

Dựa vào biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn trên trục I ta thấy các tiết diện nguyhiểm là tiết diện lắp bánh răng 2 và tiết diện lắp ổ lăn 1.Kết cấu trục vừa thiết kếđảm bảo độ bền mỏi nếu hế số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đó thỏa mãn điềukiện sau:

s  s s/ s2  s2  s

Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho ,[s] = 1,5 2,5

s , s - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suấttiếp, được tính theo công thức sau:

1

