Đồ án môn học chi tiết máy

Đồ án môn học chi tiết máy là môn học không thể thiếu đối với sinh viên kỹ thuật., Tất cả đều phải làm đồ án này .Đây là tài liệu cho các sinh viên ngàng kỹ thuật tham khảo rút ngắn thời học tăng thời gian choi cho các bạn.

Lời nói đầu

Trong tất cả các máy móc cơ khí đều có sự chuyển động cơ học của các bộ phận của máy Muốn có sự chuyển động thì cần phải có năng lợng Một trong những dạng năng lợng dễ kiếm,

dễ sử dụng và có thể có mặt ở khắp mọi nơi đó là điện năng Trong lịch sử phát minh, con ngời đã thấy rằng chỉ có động cơ

điện là một thiết bị tối u nhất có tác dụng biến năng lợng điện thành cơ năng để thực hiện một chuyển động cơ học cần thiết

Trong sản xuất công nghiệp, để nâng cao năng suất và hiệu quả kinh tế cũng nh tính khả thi ngời ta chỉ chế tạo ra các

động cơ điện có công suất và vận tốc quay là một giá trị cụ thể nào đó đã đợc lập trong các bảng tiêu chuẩn Trong khi đó, các chuyển động cơ học trong các máy móc lại cần những công suất bất kì, không theo một dẫy số tiêu chuẩn nào Vì vậy, các

động cơ điện không thể truyền trực tiếp công suất sang cho các hệ thống chuyển động mà phải thông qua thiết bị chuyển

đổi công suất dễ chế tạo hơn Một trong các thiết bị nh vậy là hộp giảm tốc Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền không đổi và đợc dùng để giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn.

Nh vậy, ta thấy rằng, một hệ thống máy móc chuyển động cần phải có động cơ, bộ truyền, hộp giảm tốc (hoặc hộp tăng tốc) và hệ thống tải Một hệ thống nh vậy đợc gọi là hệ thống dẫn động cơ khí

Trên thực tế , khi thiết kế một hệ thống dẫn động cơ khí

ta phải khảo sát tất cả các số liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế Nhng trong đồ án môn học Chi Tiết Máy này, các số liệu đã đợc cho trớc và ta chỉ phải thiết kế hệ thống mà thôi.

Trong phần II của bản thuyết minh này có trình bầy phần tính toán thiết kế bằng máy tính Ngôn ngữ lập trình sử dụng ở

đây là ngôn ngữ Pascal và AutoLisp Trong phần lập trình này chỉ trình bầy chơng trình tính toán một cách cơ bản, cha hoàn thiện về mặt giao diện cũng nh cha tính đến hết các yếu

tố về mặt giao thức xảy ra

Môc Lôc

TrangLêi nãi

®Çu -1PhÇn I - ThuyÕt

đồ án môn học Chi tiết máy

7 Góc nghiêng đờng nói tâm bộ truyền ngoài:

Động cơ làm việc theo chu kì làm việc-nghỉ với tải trọng thay

đổi Do đó, ta coi động cơ làm việc với công suất tơng đơng không

đổi mà mất mát năng lợng do nó sinh ra tơng đơng với mất mát nănglợng do công suất thay đổi gây nên trong cùng một thời gian (thờngtính trong một chu kì làm việc) Nhng trên thực tế, lới điện khôngbao giờ ổn định nên nếu tính quá sát với lý thuyết thì dễ bị hỏng

động cơ Vì vậy, trong đồ án này ta tính công suất tính toán của

động cơ trong trờng hợp tải trọng không đổi

Khi chọn động cơ cho phù hợp với yêu cầu thiết kế, ta phải dựavào các tiêu trí: công suất, số vòng quay đồng bộ, các yêu cầu về quátải, mômen mở máy và phơng pháp lắp đặt động cơ Nhng ở đây,

để cho đơn giản ta chỉ dựa vào hai điều kiện chính là:

Khi phân phối tỷ số truyền ta có thể dựa vào nhiều tiêu trí khácnhau nh :

 Xuất phát từ các yêu cầu về công nghệ

 Về kích thớc và khối lợng gọn nhẹ

 Về vấn đề bôi trơn các bánh răng ăn khớp

nhng tất cả các phơng pháp này đều dựa vào điều kiện: các cấpbánh răng trong hộp cần có khả năng tải tiếp xúc nh nhau Đồng thời,trong đồ án này thì tiêu trí về bôi trơn tốt nhất là quan trọng hơn cảnên ta xuất phát từ tiêu trí này để phân phối tỉ số truyền trong hộpgiảm tốc

III.Chọn động cơ điện

ở đây, ta chọn loại động cơ điện ba pha không đồng bộ rô tongắn mạch vì những lý do sau:

 Kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, làm việc tin cậy

 Có thể mắc trực tiếp vào lới điện công nghiêp

 Giá thành tơng đối thấp và dễ kiếm

 Không cần điều chỉnh vận tốc

 Hiệu suất và hệ số công suất không cần cao

Công suất làm việc trên xích tải:

Do có ma sát nên công suất từ động cơ truyền đến xích tải bịhao mòn khi đi qua bộ truyền đai, hai cặp bánh răng ăn khớp tronghộp giảm tốc, bốn cặp ổ lăn và nối trục đàn hồi Do vậy, hiệu suấtchung của hệ thống dẫn động là:

Trong đó:

 : Hiệu suất bộ truyền đai

 : Hiệu suất của một cặp bánh răng ăn khớp

 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn

 : hiệu suất của nối trục đàn hồiTra hiệu suất trong bảng: “Trị số hiệu suất của các loại bộtruyền và ổ” ta đợc:

Bộ truyền đai Bánh răng

trụ ổ lăn Nối trục đànhồi

hiệu suất chung của hệ thống dẫn động:

 công suất cần thiết phải có ở nguồn phát động là:

 công suất của động cơ phải là:

Số vòng quay của xích tải:

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

Trong đó:

 : tỉ số truyền trung bình của hộp giảm tốc

 : tỉ số truyền của bộ truyền đaiCác tỉ số truyền này đợc tra trong bảng: “Tỉ số truyền nêndùng cho các bộ truyền trong hệ”. ta đợc:

Tỉ sốtruyền Truyền động bánh răngtrụ trong hộp giảm tốc

 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ

Với và theo bảng “Các thông số

kỹ thuật của động cơ điện DK” ta dùng động cơ DK.52-2 có

IV.Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung của hệ thống :

 : tỷ số truyền của bộ truyền cấp nhanh

 : tỷ số truyền của bộ truyền cấp chậm

V.Tính công suất, số vòng quay và mômen xoắn trên trục

Dựa vào công suất cần thiết của động cơ và sơ đồ hệ dẫn động

ta tính các trị số của công suất, mômen và số vòng quay trên các trục

Chọn đai dẹt vải cao su do nó có tính bền, dẻo, ít bị ảnh hởng của

độ ẩm và sự thay đổi của nhiệt độ

b) Xác định các thông số của bộ truyền

Đờng kính bánh đai nhỏ:

trục bánh đai nhỏ (cũng chính là mômen xoắn trên trục động cơ)

vì bộ truyền quay không nhanh lắm nên ta chọn a=2000(mm)

Chiều dài đai:

Do yêu cầu về tuổi thọ nên

Số vòng quay của đai: => đã thoả

mãn

Tăng chiều dài đai thêm 100 (mm) dùng để nối đai

=> chiều dài thực tế của đai: =4662+100=4762(mm)

Góc ôm trên bánh đai nhỏ:

(150 là góc ôm tối thiểu yêu cầu đối với đai vải cao su)

Chiều dầy đai: theo bảng “ Tỉ số của chiều dầy đai và đờng

 : hệ số kể đến ảnh hởng của lực li tâm đến độ bám của đaitrên bánh đai, tra bảng “Trị số của hệ số kể đến ảnh hởng củavận tốc” ta đợc giá trị 0,88

 : hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền trong không gian

và phơng pháp căng đai, tra bảng “Trị số của hệ số kể đến

ảnh hởng của vị trí bộ truyền” ta đợc giá trị 1

 : ứng suất có ích cho phép (MPa) và đợc tính :

vì bộ truyền đợc đặt nằm ngang và điều chỉnh định kì lực căng nên ta chọn ứng suất căng ban đầu , tra bảng “trị số của

hệ số k1 và k2 trong công thức trên” ta đợc =>

=>

Lực vòng của đai tác dụng lên trục động cơ:

Tra bảng “ Chiều rộng bánh đai và sai lệch giới hạn” ta chọn Chiều

rộng bánh đai B=50 1(mm) và chiều cao phần lồi h=1(mm).

d) Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

140

Đờng kính bánh đai lớn (mm)

216Lực tác dụng lên trục 432

Loại bánh

răng Nhãnhiệu

thép

Nhiệtluyện Độ rắn Giới hạnbền

Mpa

Giới hạnchảy MPa

 ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở : =2.HB+70

 hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc : =1,1

 ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở : =1,8.HB

 hệ số an toàn khi tính về uốn : =1,75

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn : =

Số chu kì thay đổi ứng suất tiếp xúc tơng đơng :

Trong đó :

 : mômen xoắn

 : số vòng quay

 : tổng số giờ làm việc

 i : chỉ số chỉ thứ tự chế độ làm việc của bánh răng đang xét

 : mômen xoắn lớn nhất của bộ truyền

 c : số lần ăn khớp trong một vòng quay

 : tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

> => => lấy : =

=

=> hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hởng của thời hạn phục vụ và chế độ

Số chu kì thay đổi ứng suất uốn tơng đơng :

=> > => => lấy :

=> hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hởng của thời hạn phục vụ và chế độ

ứng suất tiếp xúc cho phép :

ứng suất uốn cho phép :

Trong bớc tính thiết kế sơ bộ lấy : =1

=1

do đó : và =>

ứng suất quá tải cho phép :

Trên đây là ta tính cho cấp nhanh nhng ta cũng có kết quả tơng tựcho cấp chậm

Với cấp nhanh dùng răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép : Với cấp chậm dùng răng nghiêng nên ứng suất tiếp xúc cho phép:

c) Tính toán cấp nhanh ( bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng )

=> lấy =133(mm).

 Xác định các thông số ăn khớp :

Môđun m=(0,01 0,02) =(0,01 0,02).133=1,33 2,66 => tra bảng

“ Trị số tiêu chuẩn của môđun” ta chọn môđun pháp m=2

Số răng bánh nhỏ

=> lấy = 21.

Số răng bánh lớn

=> lấy = 107.

Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :

 Các thông số cơ bản của bộ truyền

Góc prôfin gốc : = (theo TCVN 1065-71)

Góc nghiêng răng : =0 (vì là răng thẳng) => cos =1.

Góc prôfin răng :

Khoảng cách trục chia : Góc ăn khớp :

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở : (vì là răng thẳng) Đờng kính chia :

Đờng kính cơ sở :

Đờng kính lăn :

Đờng kính đỉnh răng :

Đờng kính đáy răng :

Chiều rộng vành răng :

Hệ số trùng khớp ngang :

Hệ số trùng khớp dọc :

 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra trongbảng “ Trị số của các hệ số và ” đợc =274MP

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

đồng thời ăn khớp khi tính về uốn với bánh răng thẳng

Tra bảng “Hệ số tải trọng động” ta đợc

Hệ số tải trọng khi tính về uốn :

ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:

ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:

 Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Hệ số quá tải

ứng suất tiếp xúc cực đại :

=> đã thoả

mãn điều kiện tránh biến dạng d hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

ứng suất uốn cực đại :

=> đã thoả mãn

điều kiện phòng biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng

d) Tính toán cấp chậm ( bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng )

Đây là cấp tách đôi, tuy nhiên ta vẫn coi nó nh không tách đôi Saukhi tính xong bộ truyền ta chia đôi chiều rộng vành răng và các lựctác dụng lên trục

=> lấy =162(mm)

 Xác định các thông số ăn khớp

Môđun m=(0,01 0,02) =(0,01 0,02).162=1,62 3,24 Theo quan

điểm thống nhất hoá trong thiết kế, chọn môđun tiêu chuẩn của bánh

răng cấp chậm bằng môđun ở cấp nhanh => m=2.

Số răng bánh nhỏ

=> lấy = 30.

Số răng bánh lớn

=> lấy = 128.

Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :

 Các thông số cơ bản của bộ truyền :

Góc prôfin gốc : = (theo TCVN 1065-71)

Góc nghiêng răng : chọn trớc = => cos =0,866.

Góc prôfin răng :

Khoảng cách trục chia : Góc ăn khớp :

Đờng kính chia :

Đờng kính cơ sở :

Đờng kính lăn :

Đờng kính đỉnh răng :

Đờng kính đáy răng :

cấp chậm thì mỗi bánh răng có chiều rộng vành răng là 40,5(mm)

Hệ số trùng khớp ngang:

Hệ số trùng khớp dọc :

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở :

 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra trongbảng “ Trị số của các hệ số và ” đợc =274MP

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Tra bảng “Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôirăng đồng thời ăn khớp“ khi tính về uốn với bánh răng thẳng Tra bảng “Hệ số tải trọng động” ta đợc

Hệ số tải trọng khi tính về uốn :

ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:

ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:

 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Hệ số quá tải :

ứng suất tiếp xúc cực đại :

=> đã

thoả mãn điều kiện tránh biến dạng d hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

ứng suất uốn cực đại :

Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lự c

Dựa vào bảng 10.2 chọn chiều rộng ổ lăn :

Chiều dài mayơ bánh đai và bánh răng :

 : lực tác dụng theo phơng m của chi tiết thứ i trên trục k

 : toạ độ điểm đặt lực trên bánh răng thứ i trên trục k

 : hớng răng của bánh răng thứ i trên trục k, bằng 1 khi răng phải

và bằng -1 khi răng trái

 : vai trò của bánh răng thứ i trên trục k, bằng 1 khi chi tiết quay

là chủ động và bằng -1 khi chi tiết quay là bị động

 :chiều quay của trục thứ k, nhìn từ mút trục bên phải nếu thấyquay cùng chiều kim đồng hồ thì có giá trị là -1, ngợc lại thì có giátrị là 1

Xét hộp giảm tốc đang làm việc ở trạng thái ổn định => các chi tiết quay lắp trên trục chuyển động quay tròn đều => sử dụng các ph-

ơng trình cân bằng lực và cân bằng mômen để tính các phản lực ở

ổ lăn lên trục

 Xét trục I :

Lực tác dụng lên trục của bánh đai: =432(N)

Lực từ bộ truyền bánh răng tác dụng lên trục :

 Xét trục II :

Do tính đối xứng của trục nên :

 Xét trục III :

Tra bảng “Kích thớc cơ bản của nối trục vòng đàn hồi“ ta đợc ờng kính vòng chòn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi

=> lực từ khớp nối tác dụng lên trục

e) Xác định đ ờng kính và chiều dài các đoạn trục

Sơ đồ trục, chi tiết quay, lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục,biểu đồ mômen uốn , trong các mặt phẳng zoy, zox và biểu

đồ mômen xoắn đối với các trục đợc vẽ ở các trang tiếp theo Trêncác biểu đồ này ghi giá trị tuyệt đối của các mômen ứng với thiếtdiện thứ j của trục

Mômen uốn tổng tại thiết diện j trên trục k :

-II 0 0 156555 188893,3 156555III 0 250971 295947,6 389744,1 0

Mômen tơng đơng tại thiết diện j trên trục

k :

II 0 4821,2 168720,6 188954,8 156629,2III 0 592569,6 399528,6 663364,8 536798,2

Đờng kính trục k tại các tiết diện j sơ bộ đợc tính: trong

đó ứng suất cho phép tra bảng “Trị số của ứng suất cho phép” ta đợc

Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kìmạch động, do đó :

và đợc các giá trị cho ở bảng dới đây :

a) Cho trục vào

Với tải trọng nhỏ và chỉ có lực hớng tâm nên dùng ổ bi đỡ một dẫycho gối đỡ 0 và 1

Với kết cấu trục nh hình vẽ và đờng kính ngõng trục d=25 mm,theo bảng “ổ bi đỡ một dẫy“ ta chọn ổ cỡ trung 305 có đờng kínhtrong d=25 mm, đờng kính ngoài D=62 mm, khả năng tải độngC=17,6 kN, khả năng tải tĩnh Co=11,6 kN

 V :hệ số kể đến vòng nào quay.(=1 khi vòng trong quay)

 : hệ số kể đến ảnh hởng của nhiệt độ.(=1 khi nhiệt độ <105)

 :hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, trị số đợc tra trong bảngtơng ứng

 X : hệ số tải trọng hớng tâm.(=1 vì chỉ chịu lực hớng tâm)

 Y : hệ số tải trọng dọc trục

Khả năng tải động :

trong đó:

 m : bậc của đờng cong mỏi khi thử về ổ lăn, m=3 đối với ổ bi

 N : tốc độ quay của ổ = tốc độ quay của trục

 L : tuổi thọ của ổ tính bằng triệu vòng quay

 :tuổi thọ của ổ tính bằng giờ

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

=> khả năng tải tĩnh

của ổ đợc đảm bảo

b) Cho trục trung gian

Để bù lại sai số về góc nghiêng của răng đảm bảo cho hai cặp bánhrăng vào khớp ta dùng ổ đũa trụ ngắn đỡ kiểu 2000 cho gối đỡ 0 và 1.Với kết cấu trục nh hình vẽ và đờng kính ngõng trục d=30 mm,theo bảng “ổ đũa trụ ngắn đỡ“ ta chọn ổ cỡ trung hẹp 2306 có đờngkính trong d=30 mm, đờng kính ngoài D=72 mm, khả năng tải độngC=30,2 kN, khả năng tải tĩnh Co=20,6 kN

Phản lực tổng trên hai ổ:

=> xét =3751,2(N)

Lực dọc trục:

=> X=1, Y=0 Vòng trong quay nên V=1 Nhiệt độ <105 nên =1.

II 50 51.5 49 69 9 6.5 12

(6) Vòng chắn dầu

Vòng gồm 3 rãnh tiết diện tam giác có góc ở đỉnh là 60 Khoảngcách giữa các đỉnh là 3 mm Vòng cách mép trong thành hộp 2 mm.Khe hở giữa vỏ với mặt ngoài của vòng ren là 0.4 mm

bề rộng bích nắp và thân =30 mmKích thớc gối trục : đờng kính ngoài và tâm lỗ vít và đã cho ởtrên

bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ =35 mm tâm lỗ bulông cạnh ổ =22 mm, =18mm, C= chiều cao h

Mặt đế hộp : chiều dầy khi có phần lồi =27 mm, =18mm, =

bề rộng mặt đế hộp q=75 mm

Khe hở giữa các chi tiết : giữa bánh răng với thành trong hộp =12 mm