Đồ án chi tiết máy

Chọn động cơ là công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế chi tiết máy. Việc chọn động cơ phù hợp có ảnh hưởng rất nhiều đến các công việc sau này. Đặc biệt là bản vẽ chi tiết.

MỤC LỤC:

Phần 1: tính toán động học

I -chọn động cơ……… 3

1 -Chọn động cơ điện một chiều……….3

2 –điều kiện chọn động cơ……… 5

II-phân phối tỷ số truyền………5

1-xác định tỷ số truyền chung……….5

2-tính toán cấc thông số hình học……… 6

Phần 2- thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp……8

I-chọn vật liệu ……… 8

II-Xác định ứng suất cho phép……… 8

III-Tính bộ truyền bánh răng côn thẳng……… 10

1-Xác định chiều dài côn ngoài……… 10

2-Xác định thông số ăn khớp……….10

3-kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc……… 11

4-kiểm nghiệm độ bền uốn……….13

5-kiểm nghiệm về quá tải……… 14

6-thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh……… 15

IV- Tính bộ truyền bánh trụ răng nghiêng……… 16

1-chọn vật liệu………16

2-Xác định thông số của bộ truyền……….16

3-kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc……… 17

4-kiểm nghiệm độ bền uốn……… 19

5-kiểm nghiệm về quá tải………20

6-thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh……… 20

7-điều kiện bôi trơn……….20

Phần 3-tính toán thiết kế bộ truyền xích………21

I-chọn loại xích……… 21

II- Xác định các thông số của xích trong bộ truyền……… 21

1-Xác định số răng đĩa xích………21

2-Xác định bước răng p ……….21

3-tính sơ bộ khoảng cách trục:………22

4-Xác định số mắt xích x………22

III- Kiểm nghiệm xích về độ bền……… 23

IV -Tính đường kính đĩa xích……… 23

1-Đường kính vòng chia đĩa xích………23

2-Xác định đường kính đỉnh đĩa xích……….24

3-Xác định đường kính vòng đáy………24

V - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc……… 24

VI - Các lực tác dụng lên trục………25

Phần IV: Tính toán thiết kế trục……….25

I - Chỉ tiêu tính toán………25

II- Trình tự thiết kế……… 25

1-Xác định sơ đồ đặt lực……….26

2-Tính sơ bộ đường kính trục……….28

3-Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực……… 28

4-Tính toán cụ thể……… 30

Phần V: Tính chọn ổ lăn………50

I-Tính ổ theo trục 1………50

1-chọn loại ổ lăn……… 50

2-chọn kích thước ổ lăn a-chọn ổ lăn theo khả năng tải động 50

b-chọn ổ lăn theo khả năng tải tĩnh….53 II-Tính ổ theo trục 2………53

1-chọn loại ổ lăn………54

2-chọn kích thước ổ lăn a-chọn ổ theo khả năng tải động…….54

b-chọn ổ theo khả năng tải tĩnh… 56

II-Tính ổ theo trục 3………56

1-chọn loại ổ lăn………56

2-chọn kích thước ổ lăn a-chọn ổ theo khả năng tải động……56

b-chọn ổ theo khả năng tải tĩnh…… 58

Phần VI:Kết cấu vỏ hộp……… 58

I-Vỏ hộp……… 58

1-Tính kết cấu vỏ hộp………58

2-Kết cấu bánh răng ……….58

3-Kết cấu nắp ổ……….58

II-Một số chi tiết khác ………60

1-Cửa thăm……… 60

2-Nút thông hơi………61

3-Nút tháo dầu……… 61

4-Kiểm tra tra mức dầu ……… 61

5-Chốt định vị……… 61

6-Ống lót và nắp ổ………62

7-bulông vòng……… 62

Phần VII:Bôi trơn hộp giảm tốc……….63

Phần VIII:Xác định và chọn các kiểu lắp……… 64 Phần IX: Tài liệu tham khảo……… 67

Chọn động cơ là công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế chi tiết máy Việc chọn động cơ phù hợp có ảnh hưởng rất nhiều đến các công việc sau này Đặc biệt là bản vẽ chi tiết

1* Chọn động cơ điện một chiều

a Xác định công suất đặt trên trục động cơ : Pđc

*Điều kiện để chọn công suất động cơ là: Pđc>Pyc

Trong đó Pyc=Ptd=Pct*

với Pct là công suất trên trục công tác

*Do bộ truyền có 2 tải đối xứng và sử dụng bộ truyền xích nên ta có

Với ot hiệu suất ổ trượt

ol hiệu suất ổ lăn  x hiệu suất bộ truyền xích

kn hiệu suất khớp nối

brt hiệu suất bánh răng trụ

brc hiệu suất bánh răng côn

bảng 1 Hiệu suất Số lượng Giá trị

*Hệ số tải trọng tương đương :

t P

Pi

* 1

t T

Ti

* 1

ck

mm

t

t T

T t

t T

T t

t T

2 1

2 2

* 1

2

* 1

1

* 1

4

* 1 3600

* 8

3

* 5

D: đường kính tang tải D=350 mm

nct=600003.14**3500.45=24.58 v/ph

*Chọn tỉ số truyền sơ bộ usb

usbhệ=usbh*usbng

usbng tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài

Do bộ truyền ngoài là bộ truyền xích nên ta chọn usbng=3

Ta chọn loại động cơ có nđb=1500 v/ph và pyc=4.68 kw

bảng 2

Kí hiệu động cơ 4A112M4Y3

Công suất động cơ (kw) 5.5 kw

Số vòng quay của động cơ

(v/ph)

1425 v/ph

Tỷ số Tk/Tdn=2.0

Do Pđc>Pyc & Tk/Tdn>Tmm/T1=1.5

Nên động cơ 4A112M4Y3 thoả mãn yêu cầu

1* Xác định tỷ số truyền chung

uch= nđc/nct =

58 24

1425

=57.97lại có uch=uh*ung

chọn trước tỷ số truyền của bộ truyền xích là ung=3

suy ra tỷ số truyền uh=573.97 =19.3

*xác định u1,u2

với u1 là tỷ số truyền của cặp bánh răng côn (cấp nhanh)

u2 là tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ (cấp chậm)

*

* 1

*

* 25 2

K K K

K be be

2 1

U U

* 7 4

97 57

2*Tính toán các thông số hình học

Công suất trên trục công tác Pct=4.14 kw

Công suất trên trục III là :P3= 

x ot ct

P



14 4

=4.52 kw Công suất trên trục II là :P2=  

993 0

* 97 0

52 4

*

3

ol brt

* 97 0

69 4

*

2

brc brt

* 993 0

04 5

*

1

kn ol

2 303

2

2

u n

73.95 v/ph

Số vòng quay của trục công tác là:

* 10

* 55

1425

04 5

* 10

* 55

2 303

69 4

* 10

* 55

95 73

52 4

* 10

* 55

Tct=9.55*106* 1608502 8

58 24

14 4

* 10

* 55

trục trục

đc

Trục I

Trục II

Trục III

Trục Công tác

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp

*Số liệu đầu vào

Do không có yêu cầu gì đặc biệt nên theo 6.1 (tr90 TK1)

Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=241…285

F

H

441 245

* 8 1

560 70

245

* 2

F

H

414 230

* 8 1

530 70

230

* 2

t T

t

t T

Do NHE2 < NHE1(u2<u1)

Suy ra NHE1 > NHO1 do đó KHL1=1

chọn sơ bộ ZR ZV Zxl=1

theo 6.1a ta có

[ H1]= o

Hlim1*KHL1/ H=560/1.1=109 Mpa[ H2]= o

Tính ứng suất uốn cho phép

Ta có NFE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

mf i

t

t T

Do NFO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NFO=4*106 với mọi loại thép

 NFE2 > NFO => KFL2=1

 Do u2<u1 => NFE2< NFE1 => NFE1> NFO =>KFL1=1

 ứng uốn cho phép :

-S là hệ số an toàn khi tính về uốn Theo bảng 6.2[1]/92: F S =1,75 F

-Y là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng R

-Y là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất S

-K là hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn XF

chọn sơ bộ YR.YS.KxF=1

[ F]=  o

Flim*KFC*KFL/SF

với KFC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

do tải quay 1 chiều nên KFC=1

[ F1]=441*1*1/1.75=252 Mpa

[ F1]=414*1*1/1.75=236.5 Mpa

*ứng suất quá tải cho phép

[ H]max =2.8min ( ch1; ch2)=2.8 ch2=2.8*450=1260 Mpa

[ F1]max=0.8 ch1=0.8*580=464 Mpa

[ F1]max=0.8 ch2=0.8*450=360 Mpa

1/ Xác định chiều dài côn ngoài

+ K là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng Với R

truyền động bánh răng côn răng thẳng có: K R 0,5K d

7 4

* 25 0 2

+Theo bảng 6.21[1]/111, trục lắp trên ổ đũa ,tra truy hồi ta có: K H

=1,14

Re=50 4 7 2 1

 *3  

2 8 481

* 7 4

* 25 0

* 25 0 1

14 1

* 8 33776

69 137

* 2

2 

tra bảng 6.22[1]/112=>Z1p=15 Với HB<350, Z1=1,6Z1p=1,6.15=24 răng

-Đường kính trung bình và mô đun trung bình

dm1=(1-0.5Kbe)de1=(1-0.5*0.25)*57.30

=50.14 mm

mtm=dm1/Z1=50.14/24=2.09 mm-Xác định mô đun:

mte=mtm/(1-0.5Kbe)=2.09/(1-0.5*0.25)=2.39 mmTheo bảng 6.8 lấy theo tiêu chuẩn m te 2,5(mm , do đó:)

-Ta tính lại dm1 & mtm

mtm=mte*(1-0.5Kbe)=2.5(1-0.5*0.25)=2.19 mm vậy Z1=dm1/mtm=50.14/2.19=22.89

 =90o- 1=77o58’40”

Theo bảng 6.20[1]/110, chọn hệ số dịch chỉnh đều x1=0.4,x2= -0,4-Đường kính trung bình của bánh nhỏ:

dm1=Z1*mtm=23*2.19=50.37 mmChiều dài côn ngoài :

Re=0.5*mte* 2

2 2

2 1

+K H=1,14(theo tính toán phần trên)

+K H=1(bánh răng côn răng thẳng)

+K =1+ HV V b H d m1/(2T K K1 H H)Vận tốc vòng :

60000

1425

* 37 50

* 14 3 60000

H H

1 7 4

* 37 50

* 76 3

* 56

* 006



H

vậy

*

* 2

m H

K K T

d b

* 37 50

* 51 34

* 85 0

1 7 4 39

1

* 8 33776

* 2

* 87 0

* 76 1

-Như vậy H H'

nhưng chênh lệch không nhiều

' '

1.1

H H H

-T1 là mô men xoắn trên bánh chủ động

-KF là hệ số tải trọng khi tính về uốn Theo CT6.67[1]/115:

F m FV

F F

V bd K

Zv2 =Z2/cos2=100/0.208 = 518,5 răng

Và x1=0,4, x2=-0,4Tra bảng 6.18[1]/107=> YF1=3,45; YF2=3,63

Thay số 1

2.33776,8.2,01.0,585.1.3,45

83.97( )0,85.35.2,19.50.37

Như vậy độ bền uốn được đảm bảo

5/ kiêm nghiệm về quá tải

Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : kqt=

6/ CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH

RĂNG CẤP NHANH

Thông số Kí hiệu Công thức Kết quả

Chiều dài côn ngoài

Chiều cao răng ngoài

Chiều cao đầu răng ngoài

Chiều cao chân răng ngoài

ae h fe h

ae d

te m m u

Z1=23;Z2=108

00

x1,20,4(mm)57,5&270(mm)

=0,4;-12o1’20’’

77o58’40’’

5,5mm

3,5mm1,5mm

2 mm

4 mm

64,35mm270.62 mm2,5mm4,7

IV- Tính bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm răng nghiêng

1.Chọn vật liệu

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế nên ta chọn vật liệu của bộ truyền cấp chậm như bộ truyền cấpnhanh

2.XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN

+ K là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng a

Tra bảng 6.5[TK1]/94 được K = 43(MPa) a 1/3 do răng nghiêng

+ T2 là mô men xoắn trên bánh chủ động, T2 = 147722,6 Nmm

+Theo bảng 6.6 [TK1]/95 chọn  ba 0,4 (bộ truyền không đối xứng)

os m(u +1) 2,5(4,1+1)

3.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN TIẾP XÚC

Theo CT6.33[1]/103, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

b H

w d w1

  H HV

H H

V b K

T K K

Với v H H g v a u0 w/ mTra bảng 6.15[TK1]/105 H 0,006 6.16  g0 73

ta có 1

2

3,853,60





F F

Y Y

5.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ QUÁ TẢI

Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : kqt=1,5

6.CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN

PhầnIII: Thiết kế bộ truyền xích

Số liệu đầu vào :

tỷ số truyền: Ux=3.01

công suất :P3’=P3/2=4.52/2=2.26 kw

số vòng quay: n3=73.95 v/ph

I - Chọn loại xích

Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp nên ta chọn xích con lăn

II - Xác định các thông số của xích trong bộ truyền

*ka hệ số xét đến chiều dài xích ka=1( do chọn a=40p)

*kđc hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích

Do xích có dịch chỉnh nên kđc =1

*kb hệ số xét đến điều kiện bôi trơn

Bôi trơn định kì trong môi trường có bụi kb=1.3

*kđ hệ số tải trọng động

Do có va đập nhẹ nên kđ=1.2

*kc=1.25 tra theo bảng 5.6(tr82 TK1) bộ truyền làm 2 ca

*kx hệ số xét đến ảnh hưởng của số dãy xích

ph v n

27 3 / 50

01

theo bảng 5.5(tr81 TK1) ta có

chọn :

bước xích p=31.75 mmcông suất cho phép [P]=5.83 kwđường kính chốt dc=9.55 mmchiều dày ống B=24.46 mm

ta thấy Pt<[P] nên thoả mãn

theo bảng 5.8(tr83 TK1) ta thấy bước xích p<pmax

p

a

*

* 4

* 2

*

2

2

2 1 2 2 1

* 4

75 31

* ) 23 69 (

14 3

23 69 2 69 23 5 0

i=

x

n Z

* 15

* 1

1 =2315**73128.95=1 [i]=25vậy i<[i] nên số liệu đã thoả mãn

III - Kiểm nghiệm xích về độ bền

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải va đập trong quá trình làm việc

Cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn S

* 1000

với v=Z1*p*n3/60000=23*3160000.75*73.95=0.9 m/s

 Ft=

9 0

26 2

* 1000

=2511.11 N

*Fv lực căng do lực li tâm gây ra Fv=q*v2

q khối lượng 1 met xích(tra bảng 5.2) q=3.8 kg

V - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện sau:  H=0.47*

Kd A

E Fvd Kd Ft

k r

*

* )

* (

<[ H][ H] ứng suất tiếp xúc cho phép

Ft =2511.11 N

Fvd lực va đập trên m dãy xích: m=1

 Fvđ=13*10-7n3*p3*m=13*10-7*73.95*31.953*1=2.37 N

Kr hệ số ảnh hưởng đến số răng đĩa xích

Kr1=0.44(do Z1=23 tra theo trang 59 TK1)

Kr2=0.20(do Z1=69 tra theo trang 59 TK1)

Kđ =1.2

E modun đàn hồi E=2.1*105 (Mpa)

A diện chiếu của bản lề

Tra bảng 5.12 TK1 => A=262 mm2

=>

 H1=0.47

2 1

* 262

10

* 1 2

* ) 37 2 2 1

* 11 2511 ( 44

* 262

10

* 1 2

* ) 37 2 2 1

* 11 2511 ( 20

=298.3 Mpa

với  H1=442.5 Mpa tra bảng 5.11 ta thấy

thép tôi cải thiện đạt HB210 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc cho phép

[ H1]=600 Mpa đảm bảo độ bền tiếp xúc cho đĩa 1

với  H2 =298.3Mpa dung thép tôi cải thiện đạt HB170

 đạt [ H2]=500 Mpa để chế tạo đĩa xích lớn

1 Xác định sơ đồ đặt lực

FxFr

bản vẽ phác thảo hộp giảm tốc

Trong đó:

T là momen xoắn, Nmm[τ] là ứng suất xoắn cho phép, Mpa Chọn [τ] = 15 MpaĐối với động cơ 4A112M4Y3 tra phụ lục P1.7 ta có dđc = 32(mm)

Đường kính đầu vào của trục hộp giảm tốc lắp bằng khớp nối với trục động cơ thì đường kính này tối thiểu phải bằng (0,8 1,2)dđc

-Chiều rộng mayơ ở nửa khớp nối, ở đây là nối trục đàn hồi nên:

lm12= (1,4  2,5) d1= (1,4  2,5).30 (mm)Chọn lm12 = 50mm

-Chiều dài mayơ bánh răng côn lớn:

lm23=(1,2  1,4)d2 =(1,2  1,4).40 (mm)Chọn lm23 = 65mm

-Chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ:

lm13=(1,2  1,4)d1 = (1,2  1,4).35 (mm)Chọn lm13 = 50mm

-Chiều dài mayơ bánh răng nghiêng nhỏ:

lm22=(1,2  1,5)d2 = (1,2  1,5).40 = 48  60 (mm)Chọn lm22 = 50mm

-Chiều dài mayơ bánh răng nghiêng lớn:

lm32 =(1,2  1,5)d3 = (1,2  1,5).50 = 60  90 (mm)Chọn lm32 = 70mm

-Chiều dài mayơ đĩa xích :

lm33 =(1,2  1,5)d3 = (1,2  1,5).50 = 60  90 (mm)Chọn lm33 = 70mm

+b13 = bw =35(mm) là chiều rộng vành răng

 l13 = 80 +12 +8 + 50 + 0,5(19 – 35cos1201’20”) = 142.4 mm-Trục 2:

-Trục 3:

31 21 c33 03 m33 n 3

0 a1 t1 .sin 1 1341,15 20 0,208 106,70( ) r2

D



Trong đó Dt là đường kính vòngtròn qua tâm các chốt (nối trục vòng đàn hồi) Tra bảng

15.10[TK2]/67 : Dt = 65

k

(0,2 0,3).2.33776,8

260( )65

d.LỨC TÁC DỤNG TỪ BỘ TRUYỀN XÍCH

80 1341,15.142, 4 260.64,5

2597 80

816, 23 2597

Vậy mặt cắt nguy hiểm nhất là mặt cắt 2_2

Nên ta tính đường kính trục theo tiết diện đó

vậy chọn theo tiêu chuẩn d1=25 mm

3- KiÓm nghiÖm trôc theo hÖ sè an toµn

Ta kiểm nghiệm theo công thức 2 1

195

19 10

:

 s s s

s s





2 2

:

m a

0 2

ta đợc:

, với kiểu lắp k6 ta đợc:

64 , 1

; 06 ,

để tính toán

 _ Hệ số xét đến công nghệ tăng bền bề mặt, do bề mặt không đợc tăng bền =>  = 1

.59,33 0,1.0 1

 150

16, 44

1, 64

.5, 4 0,05.5, 4 1

Nh vậy hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm nhất lớn hơn tri số cho phép

Ta chọn đờng kính trục tại chỗ lắp ổ bi là: do1 = 25 mm

Tại chỗ lắp Bánh răng côn là: d1 = 20 mm

Tại khớp nối là: dkn = 20 mm

4- Chọn then lắp ghép giữa trục với bánh răng và khớp nối

Với đờng kính trục d = 20 mm, ta chon then bằng có:

b = 6; h = 6; t1 = 3,5; t2 = 2,8

- Chiều dài then: lt = 0,8.lm13 = 0,8.50 = 40(mm)

- Kiểm tra điều khiện bền dập và cắt theo công thức 2 1

173

2 9 1

:

   

 d

t d

d t

d

b l d

T

t h l d

Ft1 2687,24

27104 Mx

*Đối với trục 2

Ft2 Fa2

Fr2 X3

Y3

Fr3

Y4 Ft3

1/ TÍNH CÁC PHẢN LỰC VÀ VẼ BIỂU ĐỒ MÔ MEN

21

2 21 23 3 21 23 2

2058,61 473,1 3714 1089

-mặt cắt 1_1: mặt cắt bánh răng côn do X3 &Y3 gây nên

236,5

tm xtt a

tm xtt a

3 KiÓm nghiÖm trôc theo hÖ sè an toµn

Ta kiÓm nghiÖm theo c«ng thøc 2 1

195

19 10

:

 s s s

s s





2 2

:

m a

k s

k s

0 2

, với kiểu lắp k6 ta đợc:

64 , 1

; 06 ,

để tính toán

_ Hệ số xét đến công nghệ tăng bền bề mặt, do bề mặt không đợc tăng bền =>  = 1

.60 0,1.0 1

 150

8, 7 1,95

.8, 615 0,05.8,615 1

Nh vậy hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm nhất lớn hơn tri số cho phép

Ta chọn đờng kính trục tại chỗ lắp bánh răng là: d2 = 35mm

Tại chỗ lắp ổ bi là: d02 = 30 mm

4/ Chọn then lắp ghép giữa trục với bánh răng

Với đờng kính trục d = 35mm, ta chon then bằng có:

d t

d

b l d T

t h l d T

1