ĐỒ án CHI TIẾT MÁY

Bài thuyết minh đồ án chi tiết máy, thiết kế hộp giảm tốc... Thiết kế hộp giảm tốc trục, bánh răng giới thiệu thiết kế hộp giảm tốc trục bánh răng với các nội dung về tính toán chọn động cơ và tỉ số truyền, tính toán bộ truyền đai, thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc, kiểm tra bôi trơn ngâm dầu, kiểm nghiệm then, chọn ổ lăn và nối trục, thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ, chọn dầu bôi trơn và dung sai lắp ghép.

Lời mở đầu

Thiết kế đồ án chi tiết máy là một việc rất quan trọng, Giúp cho sinh viên cơ khí nóichung có cái nhìn tổng quan về nền công nghiệp phát triển như vũ bão Đồng thời có cơ hộitổng hợp lại kiến thức một số môn đã học như : Nguyên lý – Chi tiết máy, Sức bền vật liệu ,Dung sai …… Và làm quen với việc thiết kế

Trong các nhà máy xí nghiệp sản xuất, Để vận chuyển nguyên vật liệu hoặc sản phẩm thìcần máy vận chuyển gián đoạn hay liên tục.Công nghiệp phát triển thì khả năng tự động hóađược sử dụng rộng rãi trong các sơ sở nhà máy xí nghiệp sản xuất Băng tải được sử dụngnhiều trong việc vận chuyển sản phẩm hoặc vật liệu từ nơi này sang nơi khác trong nhà máymột cách liên tục.Vì vậy, muốn cho băng tải hoạt động có hiệu quả cao, thì ta cần thiết kế

hệ thống dẫn động sao cho phù hợp với yêu cầu thực tiễn

Với khoảng thời gian và những hiểu biết còn hạn chế, cùng với kinh nghiệm thực tếchưa nhiều nên trong quá trình thiết kế không tránh khỏi những sai sót

Em xin chân thành cảm ơn thầy VĂN HỮU THỊNH đã tận tình chỉ bảo giúp em hoàn

thành môn học “ Thiết kế đồ án môn học chi tiết máy “ – THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ

Phần Hai: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH Trang 9 Phần Ba:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Trang 14

Bộ truyền bánh răng ( cấp nhanh ) Trang 14

Bộ truyền bánh răng ( cấp chậm ) Trang 21

Phần Bốn: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN BẰNG Trang 28

TRỤC I của hộp giảm tốc Trang 33TRỤC II của hộp giảm tốc Trang 39TRỤC III của hộp giảm tốc Trang 45

Phần Năm: TÍNH VÀ CHỌN Ổ LĂN Trang 51 Phần Sáu: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC Trang 57 Phần Bảy: BÔI TRƠN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Trang 63 Phần Tám: THÁO LẮP BỘ TRUYỀN Trang 64 Phần Chín: BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP Trang 65 Tài liệu tham khảo Trang 66

Trường ĐHSPKT Tp.HCM ĐẦU ĐỀ THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

A. ĐẦU ĐỀ:

1. Các số liệu ban đầu:

a. Lực vòng trên băng tải (2 F ): 7600 ( N )

b. Vận tốc xích tải ( V ) : 1.35 ( m/s )

c. Số răng đĩa xích ( Z ) : 9 ( răng )

d. Bước xích tải ( P ) : 110 ( mm)

e. Số năm làm việc ( a ) : 5 ( năm )

2. Đặc điểm của tải trọng:

Tải trọng va đập nhẹ.Quay 1 chiều

Sai số cho phép về tỉ số truyền ∆i = 2 ÷ 3 %

B. KHỐI LƯỢNG CỤ THỂ:

1. Một bản thuyết minh về tính toán

2 Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc ( khổ A0 )

NHẬN XÉT CỦA GVHD

Tp.HCM,ngày tháng 07 năm 2011.

Giảng viên hướng dẫn

( Ký , ghi rõ họ tên )

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG CƠ KHI



PHẦN MỘT : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN-PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN.

I/ Chọn động cơ điện:

Công suất cần thiết:

Ta có : hiệu suất chung :

Hiệu suất nối trục

Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

Hiệu suất một cặp ổ lăn

Hiệu suất bộ truyễn xích

Công suất cần thiết :

Tra bảng P1.3 ta chọn được động cơ điện:

II/ Phân phối tỷ số truyền:

Tỷ số truyền động chung :

Kiểm tra: u = unh.uch.ux =3,27.2,73.2 = 17,85 (**)

Sai lệch giữa(*) và (**) là 0.01 (chấp nhận được)

Trục động cơ :

Trục

Thông số

u unt = 1 unh = 3,27 uch = 2,73 ux = 2

n (v/ph) Nnt = 1460 n1 = 1460 n2 = 446,48 n3 = 163,55 n4 = 81,78

(N.mm)

75418,84 75026,37 239135 636472 1228491,0

7

PHẦN HAI : THIẾT KẾ BỘ TRUYẾN XÍCH

- kđc = 1,2 Vị trí trục khơng điều chỉnh được

- kb = 1,25 Bơi trơn nhỏ giọt

- kc = 1 Bộ truyền làm việc hai ca

▪Hệ số răng đĩa dẫn: kz =

▪Hệ số vịng quay đĩa dẫn: kn = ( chọn no1 = 200 v/ph)

▪Cơng suất tính tốn: Pt =PIII k kz kn = 10,9.2,25.0,93.1,2 = 27,37 ( KW)

 Chọn xích ống con lăn cĩ 1 dãy

▪Theo bảng 5.5 với no1 = 200 v/ph và điều kiện Pt , chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích p=38,1 mm thỗ mãn điều kiện bền mịn:

Pt = 27,37 ( KW) =34,8 [Kw] và theo bảng 5.8 : p <

Sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm bảo không gây ra gãy răng và đứt má xích.

III.Kiểm nghiệm xích về độ bền:

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quấ tải theo hệ số an toàn

Trong đó: tải trọng phá hỏng: Q=127 KN (bảng 5.2)

Khối lượng 1met xích: q=5,5 Kg (bảng 5.2)

Hệ số tải trọng độngvới tải trọng va đập nhẹ chọn =1,2

:lực vòng,(N)

, với : công suất trên trục dẫn =10,9(Kw)

+ : lực căng do nhánh xích bị động sinh ra

+ : lực căng do nhánh xích bị động sinh ra

Theo bảng 5.10 ta có [S]=8,5

Vậy S>[S] :bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

IV.Đường kính đĩa xích:

Đường kính vòng chia đĩa xích và :

*Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

:hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích phj thuộc Z, (tra bảng với )

: modun đàn hồi,với , lần lượt là modun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa Chọn E= MPa

A=395 : diện tích chiếu của bản lề (bảng 5.12)

-Đối với đĩa xích thứ nhất:

-Đối với đĩa xích thứ hai:

Với

Cả hai bánh xích đều có thể dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB=210 sẽ đạt

được ứng suất tiếp xúc cho phép Vậy cả hai đĩa xích đều thoã mãn độ bền tiếp xúc

V.Xác định lực tác dụng lên trục:

PHẦN BA : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.

A.Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh

Với mH , mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn mH=6 , mF = 6 khi độ rắn HB < 350

là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

Với c=1 là số làn ăn khớp trong 1 vòng quay

tổng thời gian làm việc của bánh răng đang xét

moment xoắn bánh răng đang xét

-Trong đó , hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng ,tra bảng 6.6 chọn = 0,3

-Với bộ truyền bánh răng trụ_răng nghiêng phân đôi

chọn sơ bộ góc nghiêng ⇒cos

-Hệ số dịch chỉnh ==0 (nhờ góc nghiêng đảm bảo khoảng cách trục cho trước)

V.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

là góc nghiêng trên hình trụ cơ sở

⇒

là hệ số xét đến sự trùng khớp của răng xác định như sau :

Nên với là hệ số trùng khớp ngang có thể tính gần đúng theo công thức sau :

0,83

KH là hệ số tải trọng khi tính vè tiếp xúc:

=1,13_ là hệ số kể đến sự phân bố đều tải trọng nên các đôi răng đồng thời ăn khớp tra bảng 6.14

Tra bảng 6.13 ta suy ra cấp chính xác của răng là 9 từ đó tra bảng 6.14 ta được : =1,13

hệ số kể đến tải trọng động xuất trong vùng ăn khớp :

Với ,lấy ,với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó gia công cần đạt độ nhám ,với da<700

mm, KXH=1

⇒.KXH=509,1.1.1.1=509,1 MPa

Ta thấy < thoã điều kiện tiếp xúc

VI.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng,ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt quá

một giá trị cho phép

Với

( hệ số kể đến sự trùng khớp ngang của răng )

:hệ số kể đến độ nghiêng của răng

: hệ của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn phụ thuộc vào số răng tương đương, tính theo:

Và với hệ số dịch chỉnh x=0 tra bảng 6.18 ta được ,

: hệ số tải trọng khi tính uốn

: hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng và bánh răng khi uốn tra bảng 6.7 ta được , (tra bảng 6.14 )

: hệ số tính đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:

=0,006 tra bảng 6.15

tra bảng 6.16

⇒

=1,039.1,17.1,37 = 1,665

Thay các giá trị vào tính được:

< [max = 257,14 Mpa ( thoã điều kiện )

< [ = 246,86 MPa ( thoã điều kiện )

VII.Kiểm răng về quá tải:

Theo 6.48 với :

⇒T=Tmax ⇒ Không xảy ra quá tải

VIII.Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh răng nghiêng:

-Đường kính đáy răng : ,

B.Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm

Với c=1 là số làn ăn khớp trong 1 vòng quay

tổng thời gian làm việc của bánh răng đang xét

moment xoắn bánh răng đang xét

Bộ truyền quay 1 chiều nên

: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng lên chiều rộng vành răng khi tính về

tiếp xúc.Tra bảng 6.7 theo sơ đồ và hệ số ta được

⇒ góc ăn khớp:

V.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

Theo 6.33

Theo 6.5 : Mpa1/3 :hệ số cơ tính vật liệu

Theo 6.34 :

- Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

- Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

Với bánh răng thẳng dùng 6.36a để tính:

Thay các giá trị tìm được ta có :

Theo 6.1 với , =1 , với cấp chính xác động học là 9 ,khi đó cần gia công độ nhám Do

đó ,với , , do đó theo 6.1 và 6.1a ta có :

Như vậy < nhưng chênh lệch này nhỏ do đó có thể giảm chiều rộng bánh răng :

VI.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng,ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt

quá một giá trị cho phép

Với

( hệ số kể đến sự trùng khớp ngang của răng )

(hệ số kể đến độ nghiêng của răng.)

: hệ của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn phụ thuộc vào số răng tương đương, tính theo:

Tra bảng 6.18 ta được , : hệ số tải trọng khi tính uốn

: hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng và bánh răng khi uốn tra bảng 6.7 ta được , (tra bảng 6.14 )

: hệ số tính đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:

=0,006 tra bảng 6.15

tra bảng 6.16

⇒

=1,039.1,17.1,37 = 1,665

Thay các giá trị vào tính được:

< [max = 257,14 Mpa ( thoã điều kiện )

< [ = 246,86 MPa ( thoã điều kiện )

VII.Kiểm răng về quá tải:

Theo 6.48 với :

⇒T=Tmax ⇒ Không xảy ra quá tải

VIII.Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm răng thẳng:

PHẦN BỐN : TÍNH TOÁN TRỤC THEN.

I.Chọn vật liệu:

Chọn vật liệu chế tạo thép C45 tôi , có

ứng suất xoắn cho phép [=(15

II.Xác định các thông số sơ bộ đường kính trục:

- Khoảng cách từ mặt nút ở thành trong của hộp : :

- Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến nắp ổ :

-Chiều cao nắp ổ và đầu bulong : , chọn :

-Với ký hiệu :

k : số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i : số thứ tự của các tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết tham gia truyền tải trọng

: khoảng cách từ gối đở O đến tiết diện thứ i trên trục k : chiều dỳ mayơ của chi tiết quay thứ i

: chiều rộng vành răng thứ i trên trục k: khoảng cách côngxôn trên trục thứ k = 0,5.(++ K3 +

-Chiều dài Mayơ đĩa xích :

Chọn ,

-Chiều dài Mayơ nửa khớp nối :

Chọn ,-Chiều dài Mayơ bánh răng :

ta có :+Trục 2 : K1 +

10 + mm

Chọn

K1=63+0,5.(60+65)+10=135,5mmChọn

3.Xác định trị số ,chiều các lực tác dụng lên trục, điểm đặt lực:

-Ta có sơ đồ đặt lực như hình vẽ :

- Chọn trục tọa độ như hình vẽ , theo các thông số tính toán , lực do bộ truyền :

-lực tác dụng khi ăn khớp của các bộ truyền chia làm 3 thành phần :

: lực vòng :lực hướng tâm : lực dọc trục

*Trục 1:

*Trục 2:

*Trục 3:

a/ Tính các lực tác dụng lên trục:

-Với trục 1 :

-Với trục 2 :

-Tính phản lực tại các gối đỡ , do các bánh răng phân bố đối xứng nên :

-Trong mặt phẳng zox :

=2209,813 N

-Biếu đồ nội lực và moment:

104134,261

75026,37

37513,185

-Momen tổng uốn và momen tương đương với các tiết diện :

= 146463 Nmm

= 155500,29 Nmm

-Đường kính trục tại tiết diện tương ứng khi tính sơ bộ với

Tương tự ta có:

-Do yêu cầu về độ bền lắp ghép và công nghệ nên ta chọn d như sau:

-Đường kính trục tại tiết diện tương ứng :

, ,

-Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi tại các vị trí mặt cắt nguy hiểm , với thép C45 thường hóa có , , giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng :

- , : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi :

- , : Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi.

-Vậy > [ S ] = 1,5 2,5 Như vậy ta không cần kiểm tra độ cứng của trục

+Kiểm nghiệm độ bền của then :

-Với đường kính trục 1 dùng để lắp bánh răng

Tra bảng 91a/ trang 173 : b = 10 , h = 8 , ,

Chiều dài của then : )

Chọn

< [ = 100 Mpa

< [ Như vậy then đủ bền

+Với đường kính trục 1 là cũng làm tương tự

+Với đường kính trục 1 là

Tra bảng 91a/ trang 173 : b = 8 , h = 7 , ,

Chiều dài của then :

Chọn

< [ = 100 Mpa

< [ Như vậy then đủ bền

b TRỤC 2 : Trình tự tính toán tương tự như trục 1:

-Biếu đồ nội lực và moment:

321381,4

32,3 765,3

4662

141029

74,8 1771,4

= 321415 Nmm

= 382357 Nmm

= 455427 Nmm-Đường kính trục tại tiết diện tương ứng khi tính sơ bộ với

-Xuất phát từ các yêu cầu độ bền , lắp ghép , công nghệ ta chọn đường kính trục các đoạn như sau :

-Vì các ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó , tiết diện nguy hiểm nhất tại vịtrí (23) với

-Vậy > [ S ] = 1,5 2,5 Như vậy ta không cần kiểm tra độ cứng của trục

+Kiểm nghiệm độ bền của then :

-Với đường kính trục 2 là dùng để lắp bánh răng

Tra bảng 91a/ trang 173 : b = 12 , h = 8 , ,

Chiều dài của then :

Chọn

< [ = 100 Mpa

< [ Như vậy then đủ bền

+Với đường kính trục 1 là cũng làm tương tự

Tra bảng 91a/ trang 173 : b = 14 , h = 9 , ,

Chiều dài của then :

= 686668 Nmm , =551201

,

-Đường kính trục tại tiết diện tương ứng khi tính sơ bộ với

-Xuất phát từ các yêu cầu độ bền , lắp ghép , công nghệ ta chọn đường kính trục các đoạn như sau :

-Vì các ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó , tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí (31) với

,

Tra bảng 10.11 ta có: ,

Lắp kiểu K6, chọn trị số lớn hơn để tính :

-Xác định hệ số an toàn :

-Vậy > [ S ] = 1,5 2,5 Như vậy ta không cần kiểm tra độ cứng của trục

+Kiểm nghiệm độ bền của then :

-Với đường kính trục 3 là dùng để lắp bánh răng

Tra bảng 91a/ trang 173 : b = 14 , h = 9 , ,

Chiều dài của then :

Chọn

< [ = 100 Mpa

PHẦN NĂM : TÍNH TOÁN Ổ LĂN.

I.Chọn ổ lăn cho trục vào (trục số 1) của hộp giảm tốc:

Lực hướng tâm tại gối:

Với kết cấu trục như đã tính toán ở trên, tải trọng nhỏ và chỉ chịu lực hướng tâm

Ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối này

Tải trọng quy ước: Q = X.V.Fr.kt.kđ

X: hệ số tải trọng hướng tâm; X=1

V: hệ số kể đến vòng nào quay, do ổ có vòng trong quay nên V=1

kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhịêt độ, trong nhiệt độ làm việc của ổ ta chọnđược kt = 1 vì (nhiệt độ t ≤ 100oC )

kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng, trị số tra được là kđ = 1;

Q0 = 1.1 .1.1 = N

Q1 = 1.1 .1.1 = N

Ta tính kiểm nghiệm khả năng tải cho ổ chịu tải lớn hơn, ổ 1:

Khả năng tải động Cd được tính theo công thức:

M: bậc của đường cong mỏi, m=3;

L: Tuổi thọ của ổ bi đỡ Với Lh = 11500 giờ

Tuổi thọ của ổ lăn:

II Chọn ổ lăn cho trục trung gian (trục số 2) của hộp giảm tốc.

Lực hướng tâm tại gối:

- Đường kính con lăn: 10 mm

- Chiều dài con lăn : 10 mm

- Khả năng tải động: C =33,7 kN

- Khả năng tải tĩnh: C0 = 24 kN

III Chọn ổ lăn cho trục ra (trục số 3) của hộp giảm tốc:

Lực hướng tâm tại gối:

Với kết cấu trục như đã tính toán ở trên, tải trọng không lớn và chỉ chịu lực hướng tâm

Ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối này

Tải trọng quy ước: Q = X.V.Fr.kt.kđ

Với:X=1; V=1;kt=1; kđ = 1;

Q30 = 1.1.1878,84.1.1 = 1878,84 N

Q31 = 1.1.6524,89.1.1 = 6524,89 N

Ta tính kiểm nghiệm khả năng tải cho ổ chịu tải lớn hơn

Khả năng tải động Cd được tính theo công thức:

Với Cd =31,5và đường kính ngỗng trục d = 50 mm,

Ta tiến hành chọn ổ cỡ trung có kí hiệu: 310

- Khả năng tải động: C = 48,5 kN

- Khả năng tải tĩnh: C0 = 36,3 kN

IV.Chọn kiểu lắp ổ lăn :

Tuổi thọ của ổ lăn phụ thuộc rất nhiều vào việc lắp ghép các vòng ổ vào trục và

vỏ hộp.Kiểu lắp ổ lăn trên trục và trong vỏ hộp phụ thuộc vào chế độ làm việc vàdạng chịu tải của ổ

III.Cố định trục theo phương dọc trục:

Để cố định trục theo phương dọc trục có thể dùng nắp ổ và điều chỉnh khe hở của ổ bằngcác tấm đệm kim loại giữa nắp ổ và than hộp giảm tốc.Nắp ổ lắp với hộp giảm tốc bằngvít,loại nắp này dễ chế tạo và dễ lắp ghép

IV.Bôi trơn ổ lăn:

Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ, vì vận tốc bộ truyền bánh răng thấp, không thể dùngphương pháp bắn tóe để hắc dầu trong hộp để bôi trơn bộ phận ổ Có thể dùng mỡ loại Tưng với nhiệt độ làm viêc từ 60 đến 100 độ C và vận tốc dưới 1500 v/ph (bảng 8.28)

Lượng mỡ chiếm 2/3 chỗ rỗng bộ phận ổ, để mỡ không chảy ra ngoài và ngăn không chodầu rơi vào bộ phận ổ, nên làm vòng chắn dầu

V.Che kín ổ lăn:

Để che kín các đầu trục ra và tranh sự xâm nhập của bụi bặm,tạp chất vào ổ, cũng nhưngăn mỡ ra ngoài,ở đây dùng loại vòng phớt đơn giản nhất, bảng 8.29 cho kích thước vòngphớt

Như vậy ta có các ổ lăn trong hộp giảm tốc và loại dầu bôi trơn:

Trục vào(trục 1): Loại ổ: ổ bi đỡ một dãy: 406, bôi trơn bằng mỡ T

Trục trung gian(trục 2): Loại ổ: ổ đỡ trụ ngắn: 102208, bôi trơn bằng mỡ T

Trục ra (trục 3): Loại ổ: ổ bi đỡ một dãy: 310, bôi trơn bằng mỡ T