đồ án tốt nghiệp chi tiết máy

MỤC LỤC LỜI NÓI ĐẦU Đất nước ta đang trên đà phát triển với xu hướng công nghiệp hóa hiện đạihóa, sự phát triển của những lĩnh vực khoa học kỹ thuật như Cơ khí, Cơ điện tử,Điện, Điện tử

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU

Đất nước ta đang trên đà phát triển với xu hướng công nghiệp hóa hiện đạihóa, sự phát triển của những lĩnh vực khoa học kỹ thuật như Cơ khí, Cơ điện tử,Điện, Điện tử, Tự động hóa, Công nghệ thông tin Giữ vai trò đặc biệt quan trọng,

sự phụ thuộc của con người đã đang và tiếp tục được thay thế bởi máy móc tự động

hóa, mà ở đó con người có thể điều khiển được hệ thống dây truyền hoạt động trơnchu Từ đó làm tăng năng suất lao động, giảm giá thành sản phẩm, đảm bảo an toàncho người lao động Để làm được điều đó những người kỹ sư phải có trình độ cũngnhư kiến thức chắc chắn về chế tạo, điều khiển tự động và vận hành Vì vậy sự đầu

tư, quan tâm cho sự phát triển trong tương lai phải được thực hiện một cáchnghiêm túc từ ngay từ trong các trường Đại học kỹ thuật nơi mà các sinh viên là kỹ

sư, cử nhân tương lai đang theo học

Đồ án môn học Chi tiết máy là tiền đề cơ bản cho sinh viên ngành cơ khí khicòn ngồi trên ghế nhà trường Bước đầu định hướng được việc mình phải làm gì,làm như thế nào, cách thức thực hiện ra sao… Để hiểu thiết kế được từng chi tiếtmáy từ đơn giản nhất tới phức tạp hơn rồi tới một sản phẩm máy hoàn chỉnh cócông dụng nhất định trong tương lai, qua đó có cách nhìn đúng đắn hơn về ngànhnghề mình đang theo học và thêm yêu nghề hơn

Nội dung chính đồ án đề cập tới vấn đề cơ bản nhất trong thiết kế máy và chếtạo máy Để làm được đồ án này mỗi sinh viên phải nắm được kiến thức cơ bảntrong các tài liệu và môn học nguyên lý máy, chi tiết máy, dung sai kỹ thuật đo,vật liệu học, cơ lý thuyết, sức bền vật liệu, tính toán thiết kế hệ dẫn động trong cơkhí, đọc được bản vẽ kỹ thuật, phải biết được các thuật ngữ các kí hiệu trong ngành

cơ khí Cùng với đó là không thể thiếu sự ứng dụng của các phần mềm thiết kế cơbản trong cơ khí chế tạo như Autodesk AutoCAD 2D, Autodesk AutoCADMechanical, Autodesk Inventor 3D, SolidWorks 3D, Catia… Đồng thời khi thiết

kế chúng ta phải bám sát với thực tế để sao cho sản phẩm tạo ra có giá thành hợp

lý, chi phí sản xuất thấp, tính thẩm mỹ cao, tuổi thọ tốt đảm bảo yêu cầu kỹ thuậtthì mới có thể cạnh tranh trên thị trường

Khi thực hiện làm đồ án em cũng gặp phải một số khó khăn nhất định Nhưkiến thức về chi tiết máy, kỹ năng vẽ Autocad 2D, Autodesk Inventor 3D còn gặpnhiều hạn chế Được sự giúp đỡ nhiệt tình của quý thầy cô trong khoa Công nghệ

cơ khí trường Đại học Điện lực và đặc biệt là thầy giáo hướng dẫn ThS Nguyễn Hồng Lĩnh, cùng với đó là sự giúp đỡ của các bạn thành viên trong khoa Công

nghệ cơ khí và các bạn trong lớp Đ7-Cơ Điện Tử mà em đã hoàn thành được đồ ánmôn học này

Do lần đầu tiên thực hiện với vốn kiến thức tổng hợp được còn nhiều hạn chế,cho nên dù đã có nhiều cố gắng nhưng sai sót là điều không thể tránh khỏi Em rấtmong nhận được sự đóng góp của thầy và các bạn để cho lần làm sau được tốt hơn

Em xin chân thành cảm ơn!

Sinh viên thực hiện

Lại Văn Tùng

Đồ án môn học CHI TIẾT MÁY

Sinh viên thực hiện : Lại Văn Tùng

Mã số sinh viên : 1281090049

Ngành đào tạo :

Người hướng dẫn : ThS Nguyễn Hồng Lĩnh

Ngày bắt đầu : 3/6/2015 Ngày kết thúc :

Ngày bảo vệ :

Đề Tài THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

Phương án số : 14

Hệ thống dẫn động xích tải gồm :

1 - Động cơ điện

2 - Bộ truyền đai thang

3 - Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

• Thời gian phục vụ L, năm : 9

• Quay một chiều, làm việc 2 ca,tải va đập nhẹ

(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ )

• Chế độ tải : T1 = T, T2 = 0.6T, t1=24s, t2 = 48s

PHẦN 1- TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ

TRUYỀN.

I- CHỌN ĐỘNG CƠ

Gọi N : là công suất trên xích tải

: Hiệu suất chung của hệ dẫn động

Nct : Công suất làm việc

Ta có : Nct =

Do động cơ làm việc với tải trọng thay đổi

 Chọn Hiệu Suất Của Hệ Thống.

• Hiệu suất truyền động theo công thức (2.9) :

4

* Trong đó:

= 0,95 : Hiệu suất của bộ truyền đai

= 1 : Hiệu suất khớp nối trục đàn hồi

= 0,97 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng = 0,97 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

= 0,99: Hiệu suất ổ lăn

 = 0,95.1.0,97.0,97.0,994 = 0,86

 Tính Công Suất Đẳng Trị ( Công Suất Tính Toán).

• Công suất tính toán

• Công suất cần thiết trên trục động cơ

 Xác Định Số Vòng Quay Sơ Bộ Của Động Cơ.

Theo nguyên lý làm việc thì công suất của động cơ phải lớn hơn công suất làm việc (ứng với hiệu suất của động cơ ) do đó ta phải chọn động cơ có công suất lớn hơn công suất làm việc

• Số vòng quay của trục công tác

(vòng/phút)

Theo tiêu chuẩn tỉ số truyền đai thang 3- 5, ta chọn 3 và tỉ số truyền hộp giảm tốc hai cấp từ 8-40, ta chọn 10 :

• Tỉ số truyền sơ bộ là :

Trong đó: = 10 : Tỉ số truyền hộp giảm tốc

= 3 : Tỉ số truyền bộ truyền đai thang

• Số vòng quay sơ bộ của động cơ

(vòng/phút )

 Chọn Động Cơ Điện, Bảng Thông Số Động Cơ Điện.

- Theo bảng P1.3 (sách TTTK HDCĐK_T1_Trịnh Chất, Lê Văn Uyển) thông số kĩ thuật của động cơ 4A

- Vậy ta chọn động cơ kí hiệu 4A132M2Y3 có các thông số :

Kiểu động

cơ

Côngsuất(kW)

Vận tốcquay(v/ph)

Trong đó : - : số vòng quay của động cơ đã chọn

- : số vòng quay của trục máy công tác

Ta chọn

=> Tỉ số truyền của bộ truyền xích ống con lăn là:

Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển:

u1 = 1,3u2

PHẦN 2- THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

 Thông số kĩ thuật để thiết kế bộ truyền đai thang.

 Công suất bộ truyền: P = 10,08 kW

 Tỉ số truyền: = 3

 Số vòng quay bánh dẫn:

 Tải trọng va đập nhẹ, làm việc hai ca

 Trình tự thiết kế gồm các bước sau:

I- CHỌN LOẠI ĐAI.

Chọn loại đai tiết diện theo hình đồ thị 4.13 (sách TTTk HDĐCK trang59) với P = 10,08 kW và số vòng quay bánh dẫn n1 = 2907(vòng/phút) tachọn loại đai Ƃ có các thông số bt = 14mm, b = 17mm, h = 10,5mm, y0 =4,0 mm, diện tích tiết diện A = 138 mm2.

Trục động cơTrục công tác

Trục 3Trục 2

Trục 1

II- XÁC ĐỊNH ĐƯỜNG KÍNH BÁNH ĐAI.

III- CHỌN SƠ BỘ KHOẢNG CÁCH TRỤC.

- Theo bảng 4.14 trang 60, có u = 3 ta chọn khoảng cách trục :

Ta thấy thỏa mãn,vậy khoảng cách truc a = 500 mm

IV- XÁC ĐỊNH CHÍNH XÁC CHIỀU DÀI ĐAI VÀ KHOẢNG CÁCH TRỤC.

1. Xác định chiều dài đai L.(d2 –d1 ) 2

Theo công thức 4.4 trang 54 :

L = 2a + (d1 +d2) + (d2 –d1 ) 2/4a

L = 2.500 + (160 + 500) + (500 -160)2/4.500 = 2094 mm

- Chọn theo tiêu chuẩn L = 2000 mm (bảng 4.13 trang 59)

- Kiểm nghiệm số vòng quay chạy trong 1 giây

i = = = 12,17> i max =10

Vậy ta cần chọn L = 2500 mm :

i = = = 9,73< i max =10

2 Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài L :

Theo công thức 4.6 trang 54, ta có : a = ( + )/4

Trong đó : λ = l- /2 =2500 - /2 = 1464

� = (d2 –d1 )/2 = ((500-160)/2 = 170

 a = (1464 + = 711,7 mm V- KIỂM NGHIỆM GÓC ÔM.

- Góc ôm đai trên bánh đai nhỏ :

VI- XÁC ĐỊNH SỐ ĐAI CẦN THIẾT.

- Số đai z được xác định theo điều kiện tránh xảy ra trơn trượt giữa đai

- [P0] = 5,6 : công suất cho phép (bảng 4.19 trang 62)

- Kđ = 1,25 :hệ số tải trọng động,va đập nhẹ,động cơ nhóm

VII- XÁC ĐỊNH CÁC KÍCH THƯỚC CHỦ YẾU CỦA ĐAI.

VIII- TÍNH LỰC CĂNG BAN ĐẦU VÀ LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC.

- Theo công thức 4.19 trang 63, ta có lực căng ban đầu :

F0 = 780PKd/(vCz) + Fv = 780.9,48.1,25/(24,34.0,93.2) + 105,45 =309,6 N

- Trong đó: +/ K d =1,25

Hệ số tải trọng động+/ C = 0,93 :hệ số ảnh hưởng góc ôm+/ Fv = qm.v2 = 0,178.24,342 = 105,45: Lực căng do lực lytâm

(vớiqm tra bảng 4.22 trang 64)

PHẦN 3- TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC.

I- Tính Toán Bộ Truyền Cấp Nhanh Bánh Răng Trụ Răng Nghiêng.

1. Thông số kỹ thuật.

T= Nmm

u = 3,6

2. Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng.

- Ta chọn loại vật liệu của hai bánh răng như nhau thép C45 thường hóa (theo bảng 6.1 trang 90), Ta chọn:

+ Độ rắn bánh răng nhỏ đạt độ rắn HB 241 285HB ,+ Độ rắn bánh răng lớn đạt độ rắn HB 192 240HB

3. Xác định sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép [ σH ] và ứng suất uốn cho phép [σF ]:

Theo bảng 6.2 (sách 1) với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 350

3.1 - Số chu kỳ làm việc cơ sở, công thức 6.5 trang 93 :

Theo công thức (6.5 trang 93), ta có :

N F01 =N F01 = N F0 = 4.106 chu kỳ : đối với tất cả các loại thép

(N F0 là số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử bền uốn )

3.2 - Số chu kỳ làm việc tương đương.

- Số lần ăn khớp bánh răng trong 1 vòng quay c=1

E2

10,16.10

H H

N

2,82.108 chu kỳ

6 FE1

3.4 - Ứng suất tiếp xúc và Ứng suất uốn cho phép.

Theo các công thức , 6.1 va 6.2 trang 93, ta có :

H FL

F FL

F

K

MPa s

K

MPa s

K

MPa s

K

MPa s

- Do bộ truyền bôi trơn tốt (bộ truyền hở )nên ta tính toán theo độ bền mỏitiếp xúc để tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt và kiểm nghiệm lại điều kiệnbền uốn.

- Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, theo công thức 6.12 trang 95,nên ta có:

Trong đó :k a: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của bánh răng và loại bánh Răng Bảng 6.5 tr.96 chọn ka= 43

T1 = 93430 : Nmm mômen xoắn trên trục bánh chủ động

Theo tiêu chuẩn của bảng 6.8 trang 99, ta chọn mn=2,5mm

7. Xác định số răng và góc nghiêng răng.

- Từ điều kiện góc nghiêng răng: 8o ≤ ≤β 20o

- Theo công thức 6.31 trang 103, ta có :

903,625

m

z u z

o n

w

m z z a

z z

Tra bảng 6.10a trang 101, ta được kx= 3,215

Suy ra hệ số giảm đỉnh răng y theo công thức 6.24 trang 100 :

y = kx 1 2

(z + z )

/1000=3,215.(25+90)/1000=0.36Theo bảng 6.9 trang 100,ta chọn x1= 0 ; x2 = 0

9. Xác định kích thước bộ truyền

Theo bảng 6.11 trang 104, ta có :

• Đường kính vòng chia

1 1

2 2

2,5.25

65,21cos cos16,59

2,5.90

234,77cos cos16,59

w w

1 1 1

2(2,5 2 ) 65,21 2(2,5 2.0).2,5 52,712(2,5 2 ) 234,77 2(2,5 2.0).2,5 222,27

2 2.93430

2865,565,21

t w

2865,5 20

1088,26cos cos16,59

12. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc

- Ứng suất tiếp xúc được tính bởi công thức 6.33 trang 105, ta có:

1 1

1,7sin(2.20,8)

b H

o

o

o nw

o H

0,781,64

1 1

2 ( 1) 274.1,7.0,78 2.93430.1,19.(3,6 1)

442,7265,21 45.3,6

, đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc

13. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức 6.43 va 6.44 trang 108, ta có :

1 1 1

1

1 2

81,29.3,6

75,04 3,9

F

F

F YF

MPa Y

Yε

αε

90

102,24cos cos 16,59

v

v

z z

z z

ββ

Tra bảng 6.18 trang 109 với x1=0, x2 = 0, ta có YF1 = 3,9, YF2 = 3,6

KF : hệ số tải trọng khi tính bền uốn (theo công thức 6.45 tr.109) :

F w w Fv

v b d K

T K Kβ α

0

150 0,002.73.3,3 3,11

 Đảm bảo điều kiện về độ bền uốn

14.Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo 6.48 với Kqt=Tmax/T=1,67

=442,72.572,12<[ ]σH max

= 1256 MPaTheo 6.49

2. Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng.

- Ta chọn loại vật liệu của hai bánh răng dựa vào bang 6.1 tr.92thép C45 thường hóa Ta chọn:

3.1- Số chu kỳ làm việc cơ sở, công thức 6.5 trang 93 :

Theo công thức (6.5 trang 93), ta có :

N F01 = N F01 = N F0 = 4.106 chu kỳ : đối với tất cả các loại thép

(N F0 là số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử bền uốn )

3.2- Số chu kỳ làm việc tương đương.

- Số lần ăn khớp bánh răng trong 1 vòng quay c=1

E2

3,33.10

H H

N

9,25.107 chu kỳ

6 FE1

3.4- Ứng suất tiếp xúc và Ứng suất uốn cho phép.

Theo các công thức , 6.1 va 6.2 trang 93, ta có :

H FL

F FL

F

K

MPa s

K

MPa s

K

MPa s

K

MPa s

- Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, theo công thức 6.12 trang 95, nên ta có:

[ ] [ ]σH = σH min =[ ]σH2 =481,8MPa

- So sánh với điều kiện:

- So sánh với điều kiện:

7.Xác định số răng và góc nghiêng răng.

- Từ điều kiện góc nghiêng răng: β =0

- Theo công thức 6.31 trang 103, ta có :

- Suy ra:

1

2 cos 2.210.cos0

44,6 ( 1) 2,5(2,77 1)

w n

a z

125

2,7745

m

z u z

2 2

2,5.45

112,5cos cos0

2,5.125

312,5cos cos0

• Khoảng cách trục chia:

a = 0,5(d2+d1) = 0,5.(112,5 + 312,5) = 212,5 mm

w w

f f

1

2 2.323067

5667.8114

12.Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc được tính bởi công thức 6.33 trang 105, ta có :

1 1

1,76sin(2.20)

z

z

α ε

α

ε

εε

, đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc

PHẦN 4 : THIẾT KẾ TẤT CẢ THEN VÀ TRỤC TRÊN

HỘP GIẢM TỐC

Sơ Đồ Lực Không Gian

Fr4 Ft4

2 2.93430

2865,565,21

t w

2865,5 20

1088,26cos cos16,59

Các lực Ft2, Fr2, Fa2 và Ft1, Fr1, Fa1 cùng phương ngược chiều

Do cặp cấp chậm :

2 3

1

2 2.323067

5667.8114

Các lực Ft4, Fr4 và Ft3, Fr3 cùng phương ngược chiều

3 3

1 33

1

2 33

2

3 33

3

33115

20,20,2 0,2.20

93430

26,50,2 0,2.25

323067

43,220,2 0,2.20

859510

55,60,2 0,2.25

Chọn theo tiêu chuẩn:

1 2 3

20254555

IV. xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Theo bảng 10.2 ta xác dịnh gần đúng chiều rộng ổ lăn bo

Theo công thức 10.10, ta đi tính chiều dài may ơ bánh đai và bánh răng :

- Bánh đai và bánh nhỏ trong cấp nhanh :

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp k1

Tra theo bảng 10.3, trang 189, ta được k1 = 10

- Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp k2, ta được k2 = 10

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến lắp ổ k3 = 15

- Chiều cao nắp ổ và đầu bulông hn = 18

Theo bảng 10.4 Tr.191, ta có công thức tính các khoảng cách trên các trục :

Hình minh học : hình 10.7 trang 192

l22 = 0,5.(lm22 + bo2)+k1+k2 = 0,5.(60 + 25)+10+10 = 62,5 mm

l23 = l22 +0,5.(lm22+lm23)+k1 = 62,5 + 0,5.(60+70)+10 = 137,5 mml21 = lm22+lm23+3.k1+2.k2 +bo = 60+70+3.10+2.10+25 = 205 mm-Chiều dài may ơ khớp nối theo công thức 10.13 trang 189, ta có :

lmkn = (1,2 – 1,4).45 = 54 ÷ 63 mm -> lấy lm23 = 60 mm

• Khoảng cách giữa các khối đỡ và khoảng cách khối đỡ và khoảng đặt lực

của đai hoăc khớp nối :

Khoảng cách giữa hai gối đỡ là : l11 = l21 = 205 mm

 Trục 2 : tính theo các công thức trong bảng 10.4 trang 191,lấy hình minh

V Tính toán và thiết kế lực tác dụng vào các trục trong hộp giảm tốc

1. Trục 1 :

• Áp dụng phương trình cân bằng moment và phương trình cân bằng lực ta xác định các lực của các ổ tác dụng lên trục

/ /

00

i j

i j

M F

.205 2865,5

Bx Dx

R R

N N

0

B

x r r a Dy

y r r By Dy B

By Dy

R R

N N

• Vẽ biểu đồ moment uốn Mx (Nmm) trong mặt phẳng thẳng đứng (yoz)

- Tại A; ta có MAx = 0

- Tại B; ta có MBx = -Fr.l12 = -1204,18.59 = - 71047 Nmm

- Tại C; ta có MCx = RBy.l13 – Fr.(l13 + l12 )

= 2171.62,5 – 1204.(59+62,5) = -10598 Nmm MCx(Ma1)= MCx + Ma1 = -10598 + 27834 = 17236 Nmm

• Momen tương đương tại các tiết diện nguy hiểm

• Đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm

Với thép 45 бb =750 Mpa,d=25mm Theo bảng 10.5 [1] chọn [б] = 63

 Tại A

23, 42 0,1.[б] 0,1.63

A td A

B td B

C td C

M

 Tại D

3 3 80913

23, 42 0,1.[б] 0,1.63

D td D

M

 Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn

đường kính các đoạn trục như sau

• Theo phương Y trong mặt phẳng thẳng đứng (yoz)

• Theo phương X trong mặt phẳng ngang (xoz)

- Tại F; ta có MFy = REx.l22 = 3858.62,5= 241125 Nmm

- Tại G; ta có MGy = REx.l23 – Ft2.(l23– l22)=

• Momen tương đương tại các tiết diện nguy hiểm

• Đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm

• Với thép 45 бb =750 Mpa,d=45mm Theo bảng 10.5 [1] chọn [б] = 50

 Tại E

38, 25 0,1.[б] 0,1.50

E td E

F td F

G td G

H td H

M

 Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn

đường kính các đoạn trục như sau

• Lực tác dụng lên nối trục đàn hồi

Trong trường hợp đang tính toán ta dùng khớp nối trục đàn hồi với

T3= 859510 cùng với đường kính trục sơ bộ trục 3 đã chọn 55 nên theo bảng 16.10[1] tra được D0 = 150 mm là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt

• Theo phương Y trong mặt phẳng thẳng đứng (yoz)

4 4

0 137,5 205 0

• Momen tương đương tại các tiết diện nguy hiểm

• Đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm

• Với thép 45 бb =750 Mpa,d=55mm Theo bảng 10.5 [1] chọn [б] = 50

 Tại M

52,99 0,1.[б] 0,1.50

M td M

N td N

P td P

Q td Q

M

 Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn

đường kính các đoạn trục như sau

dM = 52 mm dN = 55 mm

dP = 55 mm dQ = 52 mm