Thiết Kế Đồ án Chi Tiết Máy

Lời nói đầu Thiết Kế Đồ án Chi Tiết Máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí. Môn học này không những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn thực tế hơn đối với các kiến thức đã được học, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng của các môn chuyên ngành sẽ được học sau này. Đề tài sinh viên được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc hai cấp bánh răng côn trụ răng thẳng và bộ truyền xích . Hệ thống được dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối, hộp giảm tốc và bộ truyền xích sẽ truyền chuyển động tới băng tải. Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc sinh viên đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau: Tập 1 và 2 chi tiết máy của GS.TSnguyễn trọng hiệp. Tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của PGS.TS Trịnh chất và TS lê văn uyển. Dung sai và lắp ghép của GS.TS ninh đức tốn. Do là lần đầu làm quen với công việc thiết kế chi tiết máy,cùng với sự hiểu biết còn hạn chế 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 sinh viên không thể tránh khỏi những sai sót. Kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các thầy cô trong bộ môn giúp cho sinh viên ngày càng tiến bộ. Cuối cùng sinh viên xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy Lê Văn Uyển đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo tận tình để sinh viên hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao . Sinh viên: Giần Hải Anh

Bộ môn cơ sở thiết kế máy và rôbôt

đồ án môn học

chi tiết máy

************

Giáo viên hớng dẫn : Lê Văn Uyển

Sinh viên : Giần Hải Anh

Lớp : CTM1- K49

Hà Nội : 5-2006

Lời nói đầu

Thiết Kế Đồ án Chi Tiết Máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí.Môn học này không những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơnthực tế hơn đối với các kiến thức đã đợc học, mà nó còn là cơ sở rất quantrọng của các môn chuyên ngành sẽ đợc học sau này

Đề tài sinh viên đợc giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộpgiảm tốc hai cấp bánh răng côn trụ răng thẳng và bộ truyền xích Hệ thống

đợc dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối, hộp giảm tốc và bộtruyền xích sẽ truyền chuyển động tới băng tải Trong quá trình tính toán vàthiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc sinh viên đã sử dụng và tra cứucác 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 PGS.TS Trịnh chất và TS lê văn uyển

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

Do là lần đầu làm quen với công việc thiết kế chi tiết máy,cùng với sựhiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bàigiảng của các môn có liên quan song bài làm của sinh viên không thể tránhkhỏi những sai sót Kính mong đợc sự hớng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của cácthầy cô trong bộ môn giúp cho sinh viên ngày càng tiến bộ

Cuối cùng sinh viên xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc

biệt là thầy Lê Văn Uyển đã trực tiếp hớng dẫn, chỉ bảo tận tình để sinh viên

hoàn thành tốt nhiệm vụ đợc giao

Sinh viên : Giần Hải Anh

ôl.brcôn brtrụ.x;Tra bảng( 2.3) Ttttkhdđck tập1 , ta đợc các hiệu suất:

k = 0,99 - hiệu suất nối trục

ol = 0,992 - hiệu suất một cặp ổ lăn;

brcôn= 0,96 - hiệu suất một cặp bánh răng côn;

brtrụ = 0,96 - hiệu suất một cặp bánh răng trụ;

x = 0,90 - hiệu suất bộ truyền xích để hở ;

Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là uc Theo bảng 2.4, truyền

động bánh răng trụ hộp giảm tốc đồng trục2 cấp, truyền động xích (bộtruyền ngoài):

Từ kết quả : Pct 4,772kW ;

nsb (942.6 1885).vg / ph ; Tmm

1,6

Ta chọn động cơ ký hiệu : 4A112M4Y3 (theo bảng P 1.3 tập 1)

Các thông số kĩ thuật của động cơ 4A112M4Y3 nh sau :

Đờng kính trục động cơ : d T=32 mm ;

Khối lợng : m=56 kg;

Kết luận động cơ 4A112M4Y3 có kích thớc phù hợp với yêu cầu thiết kế.

II, PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN

Nh đã biết tỷ số truyền chung : uc = usbh usbx

Trong đó : u 1 : Tỉ số truyền cấp nhanh cặp bánh răng côn ;

u2 : Tỉ số truyền cấp chậm cặp bánh răng trụ ;

Theo kinh nghiệm bộ truyền côn trụ : u1=(0,25 0,28) Uh;

và u1  1,25.u2 ( hoặc có thể lấy u2  u /1,25h  u1)

 

' ' ct

br ol

2.P

= 2.2,2010,97.0,992= 4,621 kw

2, Số vòng quay trên các trục

+, Tốc độ quay của trục I : n1 = nđc = 1425 vg/ph

+, Tốc độ quay của trục II : n2 = 1

1

n

u =

14254,6 = 309,78 vg/ph +, Tốc độ quay của trục III : n3 = 2

2

n

u =

309,783,571 = 86,74 vg/ph +, Tốc độ quay của trục công tác : nct = 3

x

n

u =

86,742,506=34,62 vg/ph

3, Mô men xoắn trên các trục Ti = 9,55.106. i

i

n P

Phần II : TíNH TOáN THIếT Kế CHI TIếT MáY

I, thiết kế Bộ TRUYềN BáNH RĂNG của HộP GIảM TốC

A, Tính thiết kế bộ truyền cấp nhanh (bánh răng côn)

1, Chọn vật liệu.

Để thống nhất hoá vật liệu , chọn vật liệu hai cấp (cấp nhanh và cấp chậm)

nh nhau ; theo bảng (6.1) tttkhdđck tập 1; với chế độ làm việc êm, tachọn vật liệu:

Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240

+, NHE , NFE : số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng :

= 445,455 (PMa)490.1

445, 455(MPa) 1,1

+, F F lim KFL SF;

 [F]1 = 414.1 236,571(MPa)

[F]2 = 378.1 216(MPa)

+, ứng suất quá tải cho phép :

[H]max=2,8.ch  [H]max1=2,8.450=1600 Mpa ; [H]max2=2,8.340 = 952 Mpa [F]max=0,8.ch  [F]max1= 0,8.450 =360 Mpa ; [F]max2=0,8.340 = 272 Mpa

3, Tính thiết kế các thông số của bộ truyền bánh răng côn

Vì bộ truyền là bộ truyền bánh côn răng thẳng nên :

H min H 1, H2 445, 455 MPa

a, Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài R e và đờng kính chia ngoài d e

 , Đờng kính chia ngoài của bánh chủ động theo công thức (6.52a) :

3

K u 1 T K /[(1 K ).K u.  ];Trong đó:

+, KR : hệ số phụ thuộc bánh răng và loại răng,với bộ truyền bánh cônrăng thẳng bằng thép;

KR = 0,5.Kd = 0,5 100 = 50 MPa1/3 (do Kd=100 Mpa1/3 ) ;

' '

d  (1- 0,5.K ).d = (1- 0,5.0,25).60,781 = 53,183 (mm) ' '

mte = 2,5 mm

Do đó :

Mô đun trung bình tính lại là:

mtm = mte.(1 – 0,5.Kbe) = 2,5.(1- 0,5.0,25) = 2,188 (mm) Đờng kính trung bình bánh nhỏ tính lại là:

d e2 = Z2.mte = 115 2,5 = 287,5 (mm)

+, Chiều rộng vành răng b :

b’ = Re Kbe = 147,108 0,25 = 35,765 (mm)

lấy b = 40 (mm)

4, Tính kiểm nghiệm bộ truyền răng côn

a, Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc

  

Vậy cặp bánh răng côn thỏa mãn bền tiếp xúc ;

b, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức ( 6.65) :

F1 1 F F1

tm m1

2.T K Y Y Y0,85.b.m d

+,dm1 = 54,688 mm : đờng kính trung bình của bánh chủ động ;

+,Y : hệ số kể đến độ nghiêng của răng ; Y =1(do răng thẳng) ;

Nh vậy: điều kiện bền uốn đợc đảm bảo

c, Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo (6.48) ,với hệ số quá tải : Kqt = 1,6 :

Hmax H Kqt 424,159 1,6 536,523 (MPa) < [H max]Theo (6.49) : F1max = F1.Kqt = 63,326 1,6 = 101,321 (MPa) < [F1] max F2max = F2.Kqt = 66,424 1,6 = 106,278 (MPa) < [F2] max

 Thoả mãn điều kiện về quá tải;

Đờng kính chia ngoài de1 = 62,500 mm ; de2 = 287,500 mm

Đờng kính đỉnh răng ngoài dae1 = 67,386 mm ; dae2= 288,562 mmGóc côn chia 1 = 12015’53,19’’;  2 = 77044’6,81’’Chiều cao răng ngoài he = 5,50 mm

Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = 3,50 mm ; hae2 = 1,50 mm

Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = 2,00 mm ; hfe2 = 4,00 mm

B, Tính bộ truyền cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng)

1, Chọn vật liệu : Do thống nhất hoá vật liệu nên chọn vật liệu cấp chậm

nh đối với cấp nhanh : thép 45

[H]max3 = 952,000 Mpa [F]max3 = 272,000 MPa

[H]max4 = 952,000 Mpa [H]max4 = 272,000 MPa

3, Tính thiết kế các thông số của bộ truyền bánh răng trụ

Vì bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên :

Với: T2: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, N.mm ; T2 = 142470 N.mm

Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng ; K a= 49,5

KH : Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng ; KH = 1,026

ba = bw/aw là hệ số chiều rộng bánh răng theo bảng 6.6 do bộ truyền đặt đối xứng nên chọn ba = 0,3 ;

bd = 0,53.ba.(u2+1) = 0,53.0,3.(3,571 +1 ) = 0,727 (công thức 6.16) Tra bảng(6.7) tttkhdđck tập 1 , ta có: KH = 1,026

4, Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ

a, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Yêu cầu cần phải đảm bảo H  [H]



 =

0 0

2.cos 0sin(2.20 ) = 1,414

KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; (bảng 6.7) KH = 1,03;

KH : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp; KH = 1;

H   H lim SH.Z Z K KR V xH HL hay   '

H  H.Z Z KR V xH

  

Vậy cặp bánh răng trụ thỏa mãn bền tiếp xúc ;

b, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Nh vậy: điều kiện bền uốn đợc đảm bảo

c, Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo (6.48) ,với hệ số quá tải : Kqt = 1,6 :

Hmax H Kqt 313,148 1,6 396,105 (MPa) < [H max]Theo (6.49) : F1max = F1.Kqt = 58,736 1,6 = 93,978 (MPa) < [F1] max F2max = F2.Kqt = 56,387 1,6 = 90,219 (MPa) < [F2] max

 Tho¶ m·n ®iÒu kiÖn vÒ qu¸ t¶i ;

7, KiÓm tra ®iÒu kiÖn b«i tr¬n vµ kÕt cÊu cña hép gi¶m tèc

 KiÓm tra ®iÒu kiÖn b«i tr¬n cña hép gi¶m tèc

§iÒu kiÖn b«i tr¬n:

+, dae2: §êng kÝnh cña b¸nh bÞ dÉn cña bé truyÒn cÊp nhanh;

VËy bé truyÒn tho¶ m·n ®iÒu kiÖn b«i tr¬n

 KiÓm tra ®iÒu kiÖn kÕt cÊu cña hép gi¶m tèc

trong đó d3 là đờng kính trục III;  là khe hở giữa bánh răng côn lớn vàtrục III

  12 20 chọn   = 12 khi đó d3=

 

3 3

T0,2  = 3

2422800,2.12 = 46,562 mm   = 200 – 288,562/ 2- 46,562/ 2 = 17,969 mm

Vậy hộp giảm tốc thỏa mãn điều kiện kết cấu

Z6  Zmax = 120  thoả mãn điều kiện xích ăn khớp đúng

+, Theo công thức 5.3 công suất tính toán về mòn bản lề:

k0 : hệ số kể đến ảnh hởng của kích thớc bộ truyền ;

k0= 1 (đờng nối tâm các đĩa xích làm với phơng ngang một góc  60o)

ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ; ka =1 (a = 30 50 p)

kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích ;

kđc = 1,25 (vị trí trục không điều chỉnh đợc);

kbt =1,3 (môi trờng làm việc có bụi , bôi trơn II );

kđ: hệ số tải trọng động kđ = 1 (tải trọng va đập vừa);

kc : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 ( làm việc 2 ca);  k = 1 1 1,25 1,3 1 1,25 = 2,031

Nh vậy : Pt = 2,201 2,031 0,926 0,576 = 2,386 kW

Theo bảng 5.5 tttkhdđck tập 1 ,với n01=50 vg/ph , chọn bộ truyền xích một dãy có bớc xích p = 25,4 mm; dc= 7,95 mm; B = 22,61 mm ;thoả mản điều kiện bền mòn: Pt  [P] = 3,2 kW đồng thời theo bảng 5.8 thoả mãn điều kiện bớc xích: p  pmax

3, Tính kiểm nghiệm xích về độ bền

Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn do (chịu tải trọng lớn khi mở máy và thờng chịu tải trọng va đập)

d2 =

549,980sin / Z sin 180 / 68  mm

[H ]_ ứng suất tiếp xúc cho phép

Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện; ta đợc :[H]=600 Mpa

Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n3.p3.m = 13.10-7.86,739.25,43.1 = 1,848

Hệ số tải trọng động : Kđ = 1,7 (bảng5.6)

Hệ số kể đến ảnh hởng của số răng đĩa xích : Kr = 0,396 ( vì Z1 =27 ) Diện tích bản lề : A = 180 mm2 (bảng 5.12 với xích con lăn một dãy)

Môđun đàn hồi : E = 2,1.105 Mpa



5 H

2,1.10

0, 47 0,396.(2219,565.1,7 1,848)

180.1,7

 H < [H] : vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc

Tơng tự cho răng đĩa 2 với cùng vật liệu và nhiệt luyện

III, thiết kế trục

A, Chọn và kiểm tra khớp nối

1, Chọn khớp nối

Vì mômen xoắn nhỏ T1=33584 Nmm và cần bù sai lệch trục nên cần sửdụng loại nối trục vòng đàn hồi (có khả năng bù sai lệch, giảm va đập, chấn

động, cấu tạo đơn giản)

+, Mômen xoắn trên trục I:

Tt = k.T1= 1,3 33584 = 43659,5 N.mm  43,6 N.m

Với k : hệ số chế độ làm việc, k = 1,3 (tra bảng 16.1)

+, Đờng kính của trục II:

d = (0,81,2).dđc =(0,81,2).32 = 25,6 38,4 mm

chọn đờng kính chỗ nối trục vào của hộp giảm tốc : d = 28 mm

Tra bảng 16.10a, 16.10b, dựa vào mômen xoắn T1 và đờng kính d ta đợckích thớc của nối trục vòng đàn hồi :

2, Kiểm tra độ bền của vòng đàn hồi

+, Điều kiện về sức bền dập của vòng đàn hồi :

d d

0 c 3

2.k.T

[ ]Z.D d l

Vậy vòng đàn hồi thỏa mãn sức bền dập

+, Điều kiện sức bền của chốt :

l0 = l1+ l2/2 = 20 + 10/2 = 25 mm ;

 u 1,3.33584.253

25,6220,1.10 71.6

Chọn vật liệu chế tạo là thép 45, nhiệt luyện là tôi tôi có : b= 850 Mpa,

ch= 580 Mpa ứng suất xoắn cho phép: []= 12 20 Mpa

1, Sơ đồ đặt lực

Hình 1 : Lực tác dụng lên các trục Lực tác dụng lên hệ dẫn động:

Td

0,2



 (mm) +, Đờng kính trục vào : d1 = (0,8 1,2).dđ/c

= (0,8 1,2) 32 = 25,6 38,4 mm => chọn d1=28 mm

+, Đờng kính trục II:

3, Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Khoảng cách mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong hộp : K1 = 8 mm Khoảng cách mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp : K2 = 5 mm Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến lắp ổ : K3 = 15 mm Chiều cao lắp ổ và đầu bu lông : hn = 20 mm Chiều rộng ổ lăn b0 = 21 mm Chiều rộng vành răng bánh nhỏ, bánh lớn : b13 = b23 = 40 mm Chiều dài may ơ khớp nối lm12 = 40 (mm)

Chiều dài may ơ bánh côn nhỏ lm13 = (1,2…0,3 ,do u1,4).d1 = 35 mm Chiều dài may ơ bánh côn lớn lm22 = (1,2…0,3 ,do u1,4).d2 = 45 mm Chiều dài may ơ bánh răng trụ nhỏ lm23 = (1,2…0,3 ,do u1,5).d2 = 50 mm Chiều dài may ơ bánh răng trụ lớn lm33 = (1,2…0,3 ,do u1,5).d3 = 60 mm Chiều dài mayơ đĩa xích lm32 = lm34 = 60 mm

 Khoảng cách điểm đặt lực ở trục I:

 Khoảng cách điểm đặt lực ở trục ra III :

Theo kết cấu hộp giảm tốc:

TiÕt diÖn 11

Mx11 = Fy13 (l13 – l11) + Fz13 d13 /2 = -437 40 + 95 54,688/2 = -14877 MPa

Đờng kính ngõng trục chỗ lắp với ổ lăn d10 = d11= 30 mm

Đờng kính của đoạn trục giữa hai ổ lăn d = 35 mm

Để phù hợp với đờng kính trục động cơ đồng thời tăng cờng tính thống nhấthoá ta lấy đờng kính trục tại chỗ lắp nối trục vòng đàn hồi và bánh răng d12 =

d13 = 28 mm

 Chọn và tính kiểm nghiệm mối ghép then trên trục I

Với đờng kính trục lắp then d = 28 mm, ta chọn then bằng và tra bảng 9.1a

có các kíchthớc nh sau : b = 8 mm, h = 7 mm, t1 =4 mm

Chiều dài then tại tiết diện d3(chứa bánh răng côn nhỏ) :

lt1 =(0,8 0,9).lm12 =(0,8 0,9) 40 = (32 36) mm, chọn lt1=32 mm Kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then :

Theo (9.1) : d 1

24,99d.l (h t ) 28.32.(7 4)

x

Hình 3 : Biểu đồ mômen và kết cấu trục I

b, Trục trung gian II

z z 20 z22 z23 z21

' 0x z22 22 z23 23 z21 21 x23

 Đờng kính các tiết diện nguy hiểm của trục II

Tiết diện 20, tiết diện 21:

Đờng kính ngõng trục chỗ lắp với ổ lăn d20 = d21= 30 mm

Đờng kính của đoạn trục lắp bánh răng: d22 = d23 = 32 mm

 Kiểm nghiệm trục II về độ bền mỏi

Kết cấu trục thiết kế đợc phải thoả mãn điều kiện:

s , s - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trờng hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp tại tiết diện, đợc tính theo công thức sau đây:

m = 0 , a = max = u

u

MW W: m« men c¶n uèn, gi¸ trÞ tÝnh theo c«ng thøc trong b¶ng 10.6, víi trôc cã mét r·nh then:

Hệ số kích thớc với d = 32 mm , vật liệu trục là thép cácbon, lắp có độ dôi, tra bảng 10.10 :  = 0,88 ,  = 0,81

Tại tiết diện nguy hiểm 3-3

Do cùng kết cấu với tiết diện 2 nên ta có:

 Kiểm nghiệm trục II về độ bền tĩnh

Điều kiện trục thoả mãn về độ bền tĩnh là:       td 2 3 2   .

Trong đó :  =Mmax/(0,1.d3) = 152963/(0,1.323) = 46,68 MPa

 Chọn và tính kiểm nghiệm mối ghép then trên trục II

Để tăng tính thống nhất hoá ta chọn cùng một loai then đối với các tiết diệnlắp bánh răng

Với đờng kính d = 32 mm ta chọn then bằng ,có các kích thớc nh sau :

 vậy d < [] đối với cả hai then

Kiểm nghiệm độ bền cắt của then :

Với tải trọng va đập nhẹ: [] = 40 MPa

Nh vậy :  < [] đối với cả hai then

Kết luận : mối ghép then thoả mãn cả điều kiện dập và điều kiện cắt ,do đó

then làm việc đủ bền

x

Đờng kính ngõng trục chỗ lắp với ổ lăn d30 = d31= 35 mm

Đờng kính đoạn trục lắp bánh răng d33 = 40 mm

 Chọn và tính kiểm nghiệm mối ghép then trên trục III

Với then lắp trên đoạn trục lắp bánh răng : d33 = 40 mm, ta chọn then bằng

có các kích thớc nh sau : b =12 mm, h =8 mm, t1 =5 mm

Với then lắp trên đoạn trục lắp đĩa xích đờng kính trục d32 = 30 mm

Dựa vào bảng 9.1a tttk hdđ cơ khí tập 1 , ta chọn then bằng, có các kích thớc

nh sau : b = 10 mm, h = 8 mm, t1 = 5 mm

Chiều dài then tại tiết diện lắp bánh răng: lt33 = (0,8 0,9) lm33 = 50 mm Chiều dài then tại tiết diện lắp đĩa xích: lt32(34) = 0,9.lm32(34) = 0,9.60 = 54 mm Với tải trọng va đập nhẹ, dạng lắp cố định, tra bảng 9.5 tttkhdđck tập1,

ta có ứng suất dập cho phép của then : [] = 100 MPa