đồ án môn học chi tiết máy

Việc áp dụng khoa học kĩ thuật chính là làm tăng năng suất lao động, thay thế sức lao động của người lao động một cách có hiệu quả nhất, bảo đảm antoàn cho người lao động trong quá trình

Trang 1

LỜI NÓI ĐẦU

Đất nước ta đang trên đà phát triển, do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai trò quan trọng trongcông cuộc công nghiệp hóa, hiện đại hóa đất nước Việc áp dụng khoa học kĩ thuật chính là làm tăng năng suất lao động, thay thế sức lao động của người lao động một cách có hiệu quả nhất, bảo đảm antoàn cho người lao động trong quá trình làm việc Để tạo nền tảng tốt cho bước phát triển trong tương lai, chúng ta cần đầu tư, nghiên cứu, giáo dục, phát triển khoa học kĩ thuật một cách nghiêm túc ngay từ trong các trường đại học

Đồ án môn học Chi Tiết Máy là một môn học giúp sinh viên ngành Chế Tạo Máy có bước đi chập chững, làm quen với công việc thiết kế mà mỗi người kĩ sư cơ khí sẽ gắn cuộc đời mình vào đó.Học tốt môn học này sẽ giúp cho sinh viên mường tượng ra được công việc tương lai, qua đó có cáchnhìn đúng đắn hơn về con đường học tập đồng thời tăng thêm lòng nhiệt huyết, yêu nghề cho mỗi sinh viên Không những thế quá trình thực hiện đồ án sẽ là thử thách thực sự đối với những kĩ năng

mà sinh viên đã được học từ những năm trước như vẽ cơ khí, kĩ năng sử dụng phần mềm: Autocad, Autocad Mechanical, Autodesk Inventor… cùng với những kiến thức trong những môn học nền tảng: Nguyên lí máy, Chi tiết máy, Dung sai và Kĩ thuật đo…

Trong quá trình thực hiện đồ án, chúng em nhận được sự chỉ dẫn rất tận tình của thầy TS

Phạm Huy Hoàng cùng các quý thầy cô khác trong Khoa Sự giúp đỡ của các thầy cô là nguồn

động lực lớn lao cỗ vũ tinh thần cho chúng em trên con đường học tập, rèn luyện đầy gian lao vất vả

Do đây là bản thiết kế kĩ thuật đầu tiên mà chúng em thực hiện nên chắc chắn sẽ mắc phải những thiếu xót, sai lầm Em rất mong nhận được sự góp ý chân thành từ phía các thầy cô Em xin chân thành cảm ơn

Sinh viên thực hiện

Lê Tiến Khôi Nguyên

Trang 2

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 2

Phần một: Tính toán chọn động cơ và tỉ số truyền: 3

1.1 Tính toán chọn động cơ: 3

1.2 Phân phối tỉ số truyền và tính toán động học hệ dẫn động xích tải: 3

Phần hai: Tính toán thiết kế bộ truyền đai: 6

2.1 Thông số ban đầu: 6

2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền đai: 6

Phần ba:Thiết kế bánh răng trong hộp giảm tốc 12

3.1 Tính toán bộ truyền cấp chậm: 12

3.2 Tính toán bộ truyền cấp nhanh: 16

Phần bốn:Tính toán thiết kế trục và chọn then 19

4.1 Thiết kế trục 1 19

Phần năm: Chọn ổ lăn và nối trục 35

5.1 Chọn ổ lăn 35

5.2 Chọn nối trục vòng đàn hồi 37

Phần sáu: Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ 38

Phần bảy: Chọn dầu bôi trơn và dung sai lắp ghép 43

Trang 3

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I Chọn động cơ

* Công suất đẳng trị trên trục xích tải

* Hiệu suất của toàn bộ hệ thống:

Chọn:

- Hiệu suất của bộ truyền đai (để hở): ηd = 0,95

- Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (được khép kín): ηbr = 0,97

- Hiệu suất của cặp ổ lăn: ηol = 0,99

- Hiệu suất của khớp nối trục: ηkn = 1

- Hiệu suất của toàn bộ hệ thống: η = ηd.ηbr2.ηol3.ηkn = 0,95.0,972.0,993.1 = 0,8673

* Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Vận tốc

Khối lượng (kg)

II Phân phối tỷ số truyền

* Tỷ số truyền chung:

Mà: ut = ud.un

Với: ud là tỷ số truyền của bộ truyền đai

un là tỷ số truyền của hộp giảm tốc

Chọn: uh = 8 => ud = 3,3188

uh = ubr1.ubr2

Chọn ubr1 = 2 => ubr2 = 4

Trang 4

* Công suất trên các trục:

Trang 5

Bảng thông số Trục

Trang 6

PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

Thông số cơ bản của bánh đai

2 Tính đường kính bánh đai nhỏ

Với dmin = 140 mm cho trong bảng 4.3[1]

Theo tiêu chuẩn chọn d1 = 180 mm

Vận tốc dài của đai:

3 Đường kính bánh đai lớn

Trang 7

Do sự trượt đàn hồi giữa hai bánh đai nên v1 > v2 và giữa chúng có liên hệ

Theo tiêu chuẩn ta chọn: d2 = 600 mm

Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai là:

Sai lệch so với giá trị định trước 0,44%

4 Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai L

4.1 Chọn khoảng cách trục a

2(d1 + d2) ≥ a ≥ 0,55(d1 + d2) + h

2(180 + 600) ≥ a ≥ 0,55(180 + 600) + 10,5

1560 ≥ a ≥ 439,5

Theo tiêu chuẩn ta chọn a = 1400 mm

4.2 Chiều dài đai L

Theo tiêu chuẩn ta chọn L = 4000 mm = 4 m

Xác định lại khoảng cách trục a

Với:

Giá trị a vẫn thoả mãn trong khoảng cho phép

5 Tính góc ôm đai nhỏ

Trang 8

Vì góc ôm bánh đai nhỏ trong trường hợp này luôn nhỏ hơn góc ôm bánh đai lớn nên nếu góc ôm bánh đai nhỏ được thoã thì góc ôm bánh đai lớn cũng được thoã.

Vì α1 > αmin = 120o thoã mãn điều kiện trượt trơn

- Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:

- Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai Cz, ta chọn sơ bộ bằng 1

- Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng: Cr = 0,85

- Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc:

Cv = 1 – 0,05(0,01v2 – 1) = 1 – 0,05(0,01.13,762 – 1) = 0,96Theo đồ thị hình 4.21c[1], ta chọn [P0] = 4,2 kW

Số dây được xác định theo công thức:

Thay số vào ta được: B = (2 – 1).25,5 + 2.17 = 59,5 mm

7.2 Đường kính ngoài hai bánh đai:

- dn1 = d1 + 2h0 = 180 + 2.5,7 = 191,4 mm

- dn2 = d2 + 2h0 = 600 + 2.5,7 = 611,4 mm

8 Lực tác dụng lên trục Ft, và lực căn ban đầu F0.

Trang 9

Lực căn đai ban đầu

Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn:

Ứng suất lớn nhất trong mỗi đai:

σmax = σ0 + 0,5σt + σv + σu1

Với: - σ0: ứng suất do lực căng ban đầu gây ra , ta chọn σ0 = 1,5 MPa

- σt: ứng suất có ích

- σv: ứng suất do lực căng phụ gây nên

ρ = 1200 kg/m3: là khối lượng riêng của đai (đai vải cao su)

E: modun đàn hồi của đai, E = 100 MPa

=> σmax = 1,5 + 0,5.1,98 + 0,23 + 4,44 = 7,16 MPa

Tuổi thọ đai:

Trang 10

Trong đó:

σr: giới hạn mỏi của đai thang, σr = 9MPa

m: chỉ số mũ của đường cong mỏi

đối với đai thang m = 8

i: số vòng chạy của đai trong 1 giây:

Trang 11

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

- Số chu kỳ làm việc cơ sở

NHO1 = 30.HB12,4 = 2,05.107 chu kỳ

NHO2 = 30.HB22,4 = 1,96.107 chu kỳ

NFO1 = NFO2 = 5.106 chu kỳ

- Số chu kỳ làm việc tương đương xác định theo sơ đồ tải trọng:

Từ đây suy ra:

Vì NHE1 > NHO1 NFE1 > NFO1

NHE2 > NHO2 NFE2 > NFO2

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Khi tôi cải thiện sH = 1,1, do đó:

Trang 12

Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:

[σH] = [σH2] = 490,9 MPa

Ứng suất uốn cho phép:

Chọn sF = 1,75, ta có:

- Theo bảng 6.15[1], do các bánh răng không nằm đối xứng các ổ nên ta chọn

Ψba = 0,4 theo tiêu chuẩn Khi đó:

Theo bảng 6.7[2] ta chọn KH β = 1,11; K F β = 1,23

- Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng xác định theo công thức:

Theo tiêu chuẩn ta chọn aw = 250 mm

- Modun răng m = (0,010,02).aw = 2,55 mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn m = 4

- Tỷ số truyền sau khi chọn số răng:

- Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng:

+ Đường kính vòng chia:

d1 = z1.m = 25.4 = 100 mm

d2 = z2.m = 100.4 = 400 mm+ Đường kính vòng đỉnh:

da1 = d1 + 2m = 100 + 2.4 = 108 mm

da2 = d2 + 2m = 400 + 2.4 = 408 mm+ Đường kính vòng đáy:

df1 = d1 – 2,5m = 100 – 2,5.4 = 90 mm

df2 = d2 – 2,5m = 400 – 2,5.4 = 390 mm+ Khoảng cách trục:

Trang 13

Hệ số tải trọng động theo bảng P2.3[2], ta chọn:

- Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:

Do đó độ bền tiếp xúc được thoả

- Hệ số dạng răng YF:

- Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn

- Ứng suất uốn tính toán:

Do đó độ bền uốn được thoả

Trang 14

NFO1 = NFO2 = 5.106 chu kỳ

- Số chu kỳ làm việc tương đương xác định theo sơ đồ tải trọng:

Từ đây suy ra:

Vì NHE1 > NHO1 NFE1 > NFO1

NHE2 > NHO2 NFE2 > NFO2

Trang 15

σOFlim2 = 1,8.265 = 477 MPa

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Khi tôi cải thiện sH = 1,1, do đó:

Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:

[σH] = [σH2] = 490,9 MPa

Ứng suất uốn cho phép:

Chọn sF = 1,75, ta có:

- Theo bảng 6.15[1], do các bánh răng không nằm đối xứng các ổ nên ta chọn

Ψba = 0,4 theo tiêu chuẩn Khi đó:

Theo bảng 6.7[2] ta chọn KH β = 1,03; K F β = 1,08

- Do hộp giảm tốc đồng trục nên khoảng cách trục cấp nhanh bằng khoảng cách trục cấp chậm

aw = 250 mm

- Modun răng m = (0,010,02).aw = 2,55 mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn m = 4

- Tỷ số truyền sau khi chọn số răng:

- Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng:

+ Đường kính vòng chia:

d1 = z1.m = 42.4 = 168 mm

d2 = z2.m = 83.4 = 332 mm+ Đường kính vòng đỉnh:

da1 = d1 + 2m = 168 + 2.4 = 176 mm

da2 = d2 + 2m = 332 + 2.4 = 340 mm+ Đường kính vòng đáy:

df1 = d1 – 2,5m = 168 – 2,5.4 = 158 mm

df2 = d2 – 2,5m = 332 – 2,5.4 = 322 mm+ Khoảng cách trục:

+ Chiều rộng vành răng:

• Bánh bị dẫn: b2 = Ψba.aw = 0,4.250 = 100 mm

Trang 16

- Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:

Do đó độ bền tiếp xúc được thoả

- Hệ số dạng răng YF:

- Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn

- Ứng suất uốn tính toán:

Do đó độ bền uốn được thoả

Bảng thông số bộ truyền bánh răng

Trang 17

PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN

• Giới hạn chảy: σch =340 MPa

• Ứng suất xoắn cho phép: [τ] = 15 ÷ 30 MPa Chọn kích thước chiều dài trục

4 Tính toán phát thảo kích thước độ dài trục

• Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết đế thành hộp: k1 = 10 mm

• Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn đến thành trong của hộp: k2 = 10 mm

• Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 mm

• Chiều cao nắp ổ và đầu bulong: hn = 20 mm

• Chiều dài mayơ bánh đai: lm12 = 60 mm

• Chiều dài mayơ bánh răng: lm13 = 105 mm

• Khoảng cách từ đai ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ:

• Khoảng cách từ gối đỡ đến bánh răng:

• Khoảng cách giữa 2 gối đỡ trên trục:

5 Tính phản lực gối tựa

Trang 18

* Các lực tác dụng lên trục:

Fr = 1275,13 N

Fr1 = 663,37 N

Ft1 = 1822,6 N

Trang 20

6 Xác dịnh đường kính trục

Tính moment uốn tại các tiết diện nguy hiểm:

Tiết diện a-a:

Tiết diện b-b:

Tính điều kiện trục ở 2 tiết diện a-a và b-b theo công thức:

[σ] = 70 N/mm2

Điều kiện trục ở tiết diện a-a:

Điều kiện trục ở tiết diện b-b:

Vậy điều kiện ở tiết diện a-a lấy 35 mm và tiết diện b-b lấy 39 mm

7 Tính chọn then bằng

Chọn vật liệu then bằng là thép 45 có:

Ứng suất cắt cho phép [τc] = 60 MPa

Ứng suất dập cho phép [σd] = 100 MPa

* Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng (TCVN 2261 – 77)

d = 39 mm; b = 12 mm; h = 8 mm; t1 = 5 mm; t2 = 3,3 mm; l = 80 mm

Chiều dài làm việc của then đầu tròn: l1 = l – b = 80 – 12 = 68 mm

Kiểm tra ứng suất cắt

Trang 21

Kiểm tra ứng suất dập

* Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh đai (TCVN 2261 – 77)

Chiều dài làm việc của then 1 đầu tròn, 1 đầu bằng

l1 = l – b/2 = 45 – 8/2 = 41 mm

Kiểm tra ứng suất đập

Trang 22

• Chiều dài mayơ bánh răng: lm22 = lm23 = 105 mm

• Khoảng cách từ ổ lăn đến bánh răng thứ nhất:

• Khoảng cách từ ổ lăn đến bánh răng thứ hai:

• Khoảng cách giữa 2 ổ lăn trên trục:

5 Tính phản lực gối tựa

* Các lực tác dụng lên trục:

Trang 24

Điều kiện trục ở tiết diện c-c:

Điều kiện trục ở tiết diện b-b:

Vậy điều kiện ở tiết diện c-c lấy 43 mm và tiết diện d-d lấy 46 mm

* Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng bị dẫn cấp nhanh (TCVN 2261 – 77)

Trang 25

* Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng dẫn cấp chậm (TCVN 2261 – 77)

d = 46 mm; b = 14 mm; h = 9 mm; t1 = 5,5 mm; t2 = 3,8 mm; l = 80 mm

Kiểm tra ứng suất đập

Trang 26

• Chiều cao nắp ổ và đầu bulong: hn = 20 mm

• Chiều dài mayơ bánh răng: lm32 = 105 mm

• Khoảng cách từ ổ lăn đến bánh răng:

• Khoảng cách giữa 2 ổ lăn trên trục:

• Khoảng cách từ ổ lăn đến nối trục

Trang 28

6 Xác dịnh đường kính trục

Tính moment uốn tại các tiết diện nguy hiểm:

Tiết diện e-e:

Tính điều kiện trục ở 2 tiết diện e-e theo công thức:

[σ] = 70 N/mm2

Điều kiện trục ở tiết diện e-e:

Vậy điều kiện ở tiết diện e-e lấy 65 mm

* Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng (TCVN 2261 – 77)

Chiều dài làm việc của then đầu bằng: l1 = l = 90 mm

* Chọn then bằng tại vị trí lắp khớp nối (TCVN 2261 – 77)

Sử dụng 2 then có kích thước sau:

Trang 29

Chiều dài làm việc của then 1 đầu bằng, 1 đầu tròn: l1 = l – b/2 = 90 – 16/2 = 82 mmKiểm tra ứng suất cắt

Trang 30

Ta có RA > RB nên ta tính gối đỡ tại A

Tải trọng tương đương Q = (Kν.R+M.At).Kn.Kt

Trong đó: Kt = 1 tải trọng tỉnh

Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưởi 100oC

Kν = 1 khi vòng trong của ổ quay

Vì lực dọc trục At = 0 nên Q = RA = 1774,17 N

Với số vòng quay của trục n = 440 vòng/phút; h = 17920 giờ

Tra bảng P2.7[2] chọn ổ lăn cỡ trung, ký hiệu 307 với C = 26,2 kN; C0 = 17,90 kN;

B = 21 mm; đường kính ngoài D = 80 mm chỗ vát r = 2,5 mm

Trên trục II:

Tổng hợp lực tác dụng lên các gối đỡ:

Đường kính cần chọn ổ lăn d = 40 mm

Ta có RD > RC nên ta tính gối đỡ tại D

Vì lực dọc trục At = 0 nên Q = RD = 5290,86 N

Trang 31

Trên trục III:

Tổng hợp lực tác dụng lên các gối đỡ:

Đường kính cần chọn ổ lăn d = 60 mm

Ta có RK > RE nên ta tính gối đỡ tại K

Vì lực dọc trục At = 0 nên Q = RK = 7255,36 N

II Chọn nối trục vòng đàn hồi

Moment xoắn tại trục 3: T3 = 1129487,18 Nmm = 1129,48 Nm

Tra bảng 16-10a ta có các thông số nối trục như sau:

Trang 32

Vậy nối trục thỏa sức bền dập.

Kiểm tra sức bền của chốt:

Trong đó :

[σu] = 80 MPa: ứng suất cho phép của chốt

Vậy chốt thỏa điều kiện bền

Trang 33

PHẦN 6: THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ

I- Thiết kế vỏ hộp giảm tốc:

Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và các bộ phận củamáy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chitiết tránh bụi

Vật liệu chế tạo vỏ hộp là gang xám, GX15-32

Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua đường tâm các trục để lắp các chi tiết thuận tiện và dễ dàng hơn Bề mặt ghép song song với mặt đế

Mặt đáy hộp nghiêng một góc từ 10 về phía lỗ tháo dầu nhằm thuận tiện hơn trong việc tháo dầu: dầu bôi trơn được thay thế sạch sẽ, tăng chất lượng làm việc cho hộp giảm tốc

Theo bảng 18-1[2] hộp giảm tốc có các thông số cơ bản sau:

+ Chiều dày bích thân hộp S3

+ Chiều dày không có phần lồi S1

+ Bề rộng mặt đế hộp K1, q S

1 = 26 mm

K1 = 60 mm ; q = 80 mmKích thước gối trục

+ Giữa bánh răng với thành hộp 

+ Giưa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Định dạng
Số trang	40
Dung lượng	746,68 KB