Đồ án chi tiết máy

Thông qua đồ án môn học Chi Tiết Máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiến thức đã học nhằm tính toán thiết kế các chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc, thiết

ĐỀ 7: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

(phương án 5)

Số liệu thiết kế:

- Lực vòng trên xích tải : F= 6500(N)

- Vận tốc xích tải : v = 0,75 m/s

- Số răng đĩa xích tải dẫn: z = 13 răng

- Bước xích tải: 110 mm

- Thời gian phục vụ :L = 6 năm

- Hệ thống quay 1 chiều, làm việc 2 ca , tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày , 1 ca làm việc 8 giờ)

- Chế độ tải : T = const

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ

sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và thiết kế máy

Thông qua đồ án môn học Chi Tiết Máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiến thức đã học nhằm tính toán thiết kế các chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc, thiết kế kết cấu chi tiết máy, võ khung và bệ máy, chọn cấp chinh xác, phương pháp lắp ghép và trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra khác Do đó khi thiết kế đồ án Chi Tiết Máy phải tham khảo các giáo trình như: Cơ sở thiết kế máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Dung Sai Lắp Ghép, Nguyên Lý Máy, Sức Bền Vật Liệu…từng bước giúp sinh viên làm quen với công việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình

Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, với một khối lượng kiến thức tổng hợp lớn, và có nhiều phần chúng em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu song khi thực hiện đồ án, trong tính toán không thể thiếu được những thiếu sót Chúng em mong được sự góp ý và giúp đỡ của quý các Thầy Cô giáo.!

Chúng em xin chân thành cảm ơn các Thầy Cô giáo, đặc biệt là Thầy Đinh VănBằng đã hướng dẫn tận tình và cho chúng em nhiều kiến thức cho việc hoàn thành

đồ án môn học này

CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I.Tính Toán Chọn Động Cơ Điện

a.Chọn hiệu suất của hệ thống :

- Hiệu suất chung của hệ thống:

η ch = η đ .η br2 .η kn η ol5.η2x = 0,96.0.972.1.0,995.0,912= 0,71

Trong đó

η kn= 1 hiệu suất của khớp nối trục đàn hồi

η br= 0,97 hiệu suất của bánh răng trụ răng thẳng

η đ= 0,96 hiệu suất của bộ truyền đai

η ol= 0,99 hiệu suất của ổ lăng

η x = 0,91 hiệu suất của xích tải

b.Tính công suất đẳng trị ( công suất tính toán):

- Công suất tính toán:

Chọn sơ bộ tỉ số truyền của bộ truyền xích: ux = 3,8

tỉ số truyền chung sơ bộ là: uch = uh.uđ.ux = 8.3.3,8 = 91,2

nlv = 60000 v z p = 60000.0,7513.110 = 31,5

số vòng quay sơ bộ của động cơ

nsb = nlv.uch = 31,5.91,2 = 2873 (v/ph)

d.Chọn động cơ điện:

Dựa vào bảng P1.3 sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” của Trịnh Chất và

Lê Văn Uyển ta chọn động cơ 4A112M2Y3

Kiểu động

(kW)

Vận tốcquay(vg/ph) Cosφ

II.Phân Phối Tỷ Số Truyền

- Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động:

CHƯƠNG II:TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁYI.Bộ Truyền Đai Thang

Theo thông số ta có P=6,85(kW) và số vòng quay là v=2922(v/ph)

Với thông số trên dựa vào hình 4.1 (TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG

CƠ KHÍ –TRỊNH CHẤT VÀ LÊ VĂN UYỂN )

Ta chọn tiết diện đai thang Avới các thông số sau

Loại đai Kí

hiệu Kích thước tiết diện (mm) Diện tích tiết

diện A(mm2)

Đường kính bánh đai nhỏ d1

(mm)

Chiều dài giới hạn l(mm)

Vậy ta sẽ chọn đường kính bánh đai nhỏ d1=1,2*dmin=1,2*100=120mm

vậy ta sẽ chọn đường kính bánh đai nhỏ theo tiêu chuẩn là d1=125mm

Vận tốc đai:

v¿π d1n1

60000 = π 125 292260000 = 19,12 (m/s)

Nhỏ hơn vận tốc cho phép là vmax=25 (m/s)

với hệ số trượt ε=0,01; đường kính bánh đai lớn là:

d2 = uđ.d1(1-ε) = 3.125.(1 - 0,01) = 371 (mm)

Ta chọn đường kính tiêu chuẩn d2=400mm

Như vậy tỉ số truyền thực tế:

Ut = d2

[d1.(1−ε) ] = [125.(4001−0,01)] = 3,1Tính toán sai lệch tỉ số truyền giữa thực tế và chọn

= 1719,2 (mm)

Theo tiêu chuẩn ta chọn chiều dài đai l = 2000mm = 2m

Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây

Giá trị a vẫn nằm trong khoảng cho phép

Tính toán góc ôm đai trên bánh đai nhỏ

Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai

Với L/L0 =2000/1700=1,18 (chọn L0 theo bảng 4.19) Ta chọnCl = 1,04 (Theo bảng 4.16)

Với v=19,12(m/s) d1=125mm=> P0=3,08 (kW) (theo bảng 4.19)

Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều của tải trọng cho các dây đai

P/[P o]=6,85/3,08 =2,22 Ta chọn Cz = 0,95 (bảng 4.18)

Số dây đai được xác định theo công thức:

Theo (TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ –TRỊNH CHẤT VÀ

LÊ VĂN UYỂN) ta tra bảng 4.21

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

Ta có lực căng trên 1 đai được xác định như sau

CHƯƠNG III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

1 Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn:

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng hai cấp đồng trục

Hộp giảm tốc đồng trục có các thông số hình học được chọn giống nhau ngoại trừ

bề rộng răng và cấp chậm có tải trọng lớn hơn cấp nhanh rất nhiều nên ta tính cần tính toán cấp chậm trước

a.Ứng suất tiếp xúc cho phép

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta chọn sơ bộ:

Số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh răng: c = 1

b.Ứng suất uốn cho phép

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ

[σF] = σ0Flim K FL K FC

s F

Giới hạn mỏi uốn tương ứng với chu kỳ cơ sở NFO được chọn phụ thuộc vào độ rắn

bề mặt và phương pháp nhiệt luyện

σ0Flim1 = 1,8HB1 =1,8.260 = 468 MPa

σ0Flim2 = 1,8HB2 =1,8.250 = 450 MPa

Hệ số tuổi thọ được tính theo công thức:

Số chu kỳ cơ sở

NFO1 = NFO2 = 4.106 chu kỳ

Số chu kỳ làm việc tương đương:

3.Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng

a.Hệ số chiều rộng vành răng

Theo bảng 6.6 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên ψ ba=0,3÷0,5, chọn

ψ ba=0,3theo tiêu chuẩn Khi đó :

Theo tiêu chuẩn, ta chọn : aw = 160 mm

5.Thông số ăn khớp

Mô đun răng :

m=(0,01¿ 0,02) aw =1,6¿3,2 mmTheo tiêu chuẩn ta chọn : m = 2,5 mm

6.Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng:

-Đường kính vòng chia:

8.Các lực tác dụng lên bộ truyền:

Lực vòng:

Ft1 = Ft2 = 2T2

d w1 = 2.175351,539882,5 = 4251 NLực hướng tâm:

Fr1 = Ft1tan α w = 4251.tan200 = 1547,24 N

9 Hệ số tải trọng động :

KHv = 1 + V h b w .d w1

2T1 K Hβ K Hα = 1 + 2.175351,5398.1,05 1,134,86.48.82,5 = 1,046Trong đó:

10.Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc tính toán :

3 = √4−1,75

3 = 0,86

1 Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn:

Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng hai cấp đồng trục

Hộp giảm tốc đồng trục có các thông số hình học được chọn giống nhau ngoại trừ

bề rộng răng và cấp chậm có tải trọng lớn hơn cấp nhanh rất nhiều nên ta tính cần tính toán cấp chậm trước

a.Ứng suất tiếp xúc cho phép

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta chọn sơ bộ:

[σ H]= σ 0 Hlim K HL

S H

Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kỳ cơ sở được cho

σ0Hlim1 = 2HB1 + 70 = 2.260 + 70 = 590 MPa

σ0Hlim2 = 2HB2 + 70 = 2.250 + 70 = 570 Mpa

Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo công thức:

Số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh răng: c = 1

b.Ứng suất uốn cho phép

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ

[σF] = σ0Flim K FL K FC

s F

Giới hạn mỏi uốn tương ứng với chu kỳ cơ sở NFO được chọn phụ thuộc vào độ rắn

bề mặt và phương pháp nhiệt luyện

σ0Flim1 = 1,8HB1 =1,8.260 = 468 MPa

σ0Flim2 = 1,8HB2 =1,8.250 = 450 MPa

Hệ số tuổi thọ được tính theo công thức:

Số chu kỳ cơ sở

NFO1 = NFO2 = 4.106 chu kỳ

Số chu kỳ làm việc tương đương:

3.Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng

a.Hệ số chiều rộng vành răng

Theo bảng 6.6 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên ψ ba=0,3÷0,5, chọn

ψ ba=0,3theo tiêu chuẩn Khi đó :

Theo tiêu chuẩn ,ta chọn : aw = 160 mm

5.Thông số ăn khớp

Mô đun răng :

m=(0,01¿ 0,02) aw =1,6¿3,2 mmTheo tiêu chuẩn ta chọn : m = 2,5 mm

6.Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng:

-Đường kính vòng chia:

Theo bảng 6.13 ta chon cấp chính xác là 8

8.Các lực tác dụng lên bộ truyền:

Lực vòng:

Ft1 = Ft2 = 2T1

d w1 = 2.64516,427182,5 = 1564,03 NLực hướng tâm:

Fr1 = Ft1tan α w = 1564,03.tan200 = 569,3 N

9 Hệ số tải trọng động :

KHv = 1 + V h b w .d w1

2T1 K Hβ K Hα = 1 + 2.64516,4271.1,05 1,1310,54.48 82,5 = 1,27Trong đó:

10.Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc tính toán :

Theo 6,36a: khi ε β = 0: Z ε = √4−ε α

11 Phân tích lực trên bánh răng:

CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

1.Vật liệu chế tạo trục và ứng suất cho phép

đối với trục vào ra;[ τ ] =15 MPa

đối với trục trung gian

2.Xác định đường kính sơ bộ trục theo mô men xoắn:

3.Chọn các kích thước trục theo chiều dọc trục

Theo bảng 10.2 trang 189 sách “Thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập một -Trịnh Chất – Lê Văn Uyển” ta chọn chiều rộng ổ lăn tương ứng:

Tính các khoảng cách l ki theo bảng 10.4 trang 191:

Tính các khoảng cách l ki theo bảng 10.4 trang 191:

4.Thiết kế trục:

Ngoài mômen xoắn trục còn chịu tác dụng của mômen uốn,lực cắt ,lực kéo và lực nén.Do đó sau khi tính sơ bộ các kích thước chiều dài trục ta tiến hành thiết kế trụcdưới tác động đồng thời mômen uốn và mômen xoắn

- Phương trình cân bằng lực theo trục y:

Biểu đồ mômen:

Dựa vào biểu đồ nội lực tính momen uốn tổng hợp tại từng tiết diện theo công thức(7.3)

Mj= √ M2xj+ M2 yjỵ

64516 Nmm

Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn các tiết diện có giá trị sau:

Kiểm tra lại các đương kính đều bé hơn hoặc bằng 50mm nên chọn

Biểu đồ momen:

175351 Nmm

Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn các tiết diện có giá trị sau:

Kiểm tra lại các đương kính đều bé hơn hoặc bằng 100mm nên chọn

- Phương trình cân bằng lực theo trục y:

Biểu đồ momen:

Dựa vào biểu đồ nội lực tính momen uốn tổng hợp tại từng tiết diện theo công thức(7.3)

Mj= √ M2 xj+ M2 yjỵ

Suy ra:

476714 Nmm

Momen tương đương theo (7.4)

Chọn then cho các tiết diện trục:

Kiểm nghiệm theo hệ số an toàn

Ta kiểm nghiệm tất cả các tiết diện đã có đường kính đã được xác định bằng tính toán phía trên.Hai tiết diện lắp ổ trên cùng một trục có đường kính như nhau nên tachỉ kiểm tra tiết diện ổ chịu tải trọng lớn trong hai ổ

Hệ số an toàn của trục truyền được xác định theo công thức (7.6)

Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất:

Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng (7.11)

Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất:

Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng (7.11)

Biên độ giá trị trung bình các ứng suất

Tiết diện Đường

Chọn kiểu lắp trung gian có độ đôi cho các tiết diện lắp ổ ,đối với các tiết diện bánh răng,bánh đai và nối trục chon lắp then kết hợp lắp trung gian có độ dôi

 Kết quả tính toán đối với tiết diện của ba trục

5.Kiểm nghiệm then

Kiểm nghiệm độ bền dập theo (7.20)

σ d = 2 T

t2dl l = F t2l l≤[σ d]Kiểm nghiệm độ bền cắt theo (7.21)

Theo số liệu ở bảng trên ta thấy tiết diện C2,

không thỏa độ bền dập ta nâng chiều dài chịu lực của then lên để đạt độ bền:

Ta nâng chiều dài chịu lực của then lên thành 65 mm

Then đạt điều kiện bền dập

CHƯƠNG V : Ổ LĂN

Trục 1:

Vì Fa = 0 , không có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ một dãy

Với đường kính ngõng trục d=35 mm ,ta chọn sơ bộ ổ 207 cỡ nhẹ, theo phụ lục ổ lăn ta có:

Ký

hiệu d,mm D,mm B,mm r,mm Đường kính bi(mm) C, kN C0, kN

1 Xác định các phản lực tác dụng lên ổ:

Lực hướng tâm xác định theo công thức:

2 Do số vòng quay n = 478vg/ph > 1vg/ph nên ta chọn ổ theo khả năng tải động:

Tải trọng động quy ước tác dụng lên ổ là:

Trong đó: V = 1 do vòng trong quay

Do lực dọc trục Fa=0 nên XA1 = XC1 =1,YA1 = YC1 =0

Kt = 1 vì nhiệt độ làm việc nhỏ hơn 1000C

Chọn

Tải trọng động quy ước tác dụng lên ổ:

Vì QC1 < QA1 nên ta tính toán ổ theo thông số tại A

Vì tải trọng thay đổi nên ta tính tải trọng tương đương theo công thức 8.7:

3 Thời gian làm việc tương đương tính bằng triệu vòng quay:

(triệu vòng)Với: LhE= KHE.Lh= 1.32000 = 32000 giờ , (KHE= 1 do chế độ tải không đổi)

4 Khả năng tải động tính toán của ổ:

do ổ bi

Ta thấy

Không thỏa điều kiện

Ta tiến hành chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ có C lớn hơn thay cho ổ bi đỡ một dãy vàgiảm tuổi thọ của ổ lăn xuống còn một nửa,rồi tính toán lại:

5 Chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ 2607 cỡ trung rộng, theo phụ lục ổ lăn Ta có:

B,mm

mm mmr1, kNC, kNC0,

Đườngkính, mm dài,mmChiều260

Vì Fa = 0 , không có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ một dãy

Với đường kính ngõng trục d=45 mm ,ta chọn sơ bộ ổ 209 cỡ nhẹ, theo phụ lục ổ lăn ta có:

2 Do số vòng quay n = 138vg/ph > 1vg/ph nên ta chọn ổ theo khả năng tải động:

Tải trọng động quy ước tác dụng lên ổ là:

Trong đó: V = 1 do vòng trong quay

Do lực dọc trục Fa=0 nên XA2 = XD2 =1,YA2 = YD2 =0

Kt = 1 vì nhiệt độ làm việc nhỏ hơn 1000C

Chọn

Tải trọng động quy ước tác dụng lên ổ:

Vì QD2 > QA2 nên ta tính toán ổ theo thông số tại D

Vì tải trọng thay đổi nên ta tính tải trọng tương đương theo công thức 8.7:

3 Thời gian làm việc tương đương tính bằng triệu vòng quay:

(triệu vòng)Với: LhE= KHE.Lh= 1.32000 = 32000 giờ , (KHE= 1 do chế độ tải không đổi)

4 Khả năng tải động tính toán của ổ

do ổ bi

Ta thấy

Không thỏa điều kiện

Ta tiến hành chọn ổ bi có C lớn hơn

Chọn ổ bi đỡ một dãy 409 cỡ nặng, theo phụ lục ổ lăn Ta có:

Vì Fa = 0 , không có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ một dãy

Với đường kính ngõng trục d=75 mm ,ta chọn sơ bộ ổ 215 cỡ nhẹ, theo phụ lục ổ lăn ta có:

Ký

hiệu d,mm D,mm B,mm r,mm Đường kính bi(mm) C, kN C0, kN

1 Xác định các phản lực tác dụng lên ổ:

 Lực hướng tâm xác định theo công thức:

2 Do số vòng quay n = 40vg/ph > 1vg/ph nên ta chọn ổ theo khả năng tải động:

Tải trọng động quy ước tác dụng lên ổ là:

Trong đó: V = 1 do vòng trong quay

Do lực dọc trục Fa=0 nên XB3 = XD3 =1,YB3 = YD3 =0

Kt = 1 vì nhiệt độ làm việc nhỏ hơn 1000C

Chọn

Tải trọng động quy ước tác dụng lên ổ:

Vì QD3 > QB3 nên ta tính toán ổ theo thông số tại D

Vì tải trọng thay đổi nên ta tính tải trọng tương đương theo công thức 8.7:

3 Thời gian làm việc tương đương tính bằng triệu vòng quay:

(triệu vòng)Với: LhE= KHE.Lh= 1.32000 = 32000 giờ , (KHE= 1 do chế độ tải không đổi)

4 Khả năng tải động tính toán của ổ

do ổ bi

Ta thấy

Thỏa điều kiện

CHỌN VÀ KIỂM TRA NỐI TRỤC ĐÀN HỒI

Sử dụng nối trục đàn hồi : moment xoắn tại trục đầu vào T= 1004201,6 Nmm

Theo bảng 16.10 a và b trang 68 [II] , ta có bảng thông số nối trục như sau :

Chọn vật liệu chốt nối trục là thép C45 với

+ Ứng suất uốn cho phép [σF]=70MPa ,

+ Ứng suất dập giữa chốt và ống[σd]=3MPa

Hệ số chế độ làm việc k , ta chọn k=1,45(tra bảng 14.1 trang 465 [III]

Từ công thức trang 69 [II] , ta có :

Kiểm tra sức bền của chốt:

σF]Với lo=l1+l2/2=48+48/2=72 (mm)

Kiểm tra độ bền dập giữa chốt và vòng cao su

T

Nm mmd mmD mmdm mmL mml mmd1 mmD0 Z nv/pmax mmdc

Với l3=28 mm tra bảng 16_10b trang 69 [II]

Do đó điều kiện bền uốn và bền dập nối trục vừa chọn được thỏa

THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC

THIẾT KẾ VỎ HỘP

- Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là khối lượng nhỏ và độ cứng cao

- Hộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ, …

- Vật liệu phổ biến: GX15-32

- Chọn bề mặt ghép nắp và thân: song song mặt đế

Các kích thước cơ bản của vỏ hộp:

- Vít ghép nắp cửa thăm: d5 = 8 mm

3 Mặt bích chiều dài nắp và thân:

- Chiều dày bích thân hộp: S3 =14 mm

- Chiều dày bích nắp hộp : S4 = 14 mm

- Đường kính ngoài D3 = 90 mm

- Đường kính tâm lỗ vít D2 = 75 mm

+ Trục 2:

- Đường kính ngoài D3 = 115 mm

- Đường kính tâm lỗ vít D2 = 90 mm

+ Trục 3:

- Đường kính ngoài D3 = 170mm

- Đuờng kính tâm tâm lỗ vít D2 = 140mm

5 Mặt đế hộp:

- Chiều dày: S1 = 14 mm, S2 =12 mm

- Bề rộng mặt đế hộp: K1 = 54 mm, q=70mm

-Chiều cao h = 14 mm

6 Khe hở giữa các chi tiết:

- Bánh răng với thành trong hộp: = 8 mm

- Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp: 1 = 24 mm

7 Số lượng bulông nền Z = 6