chi tiet may hop giam toc khai trien

...........................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................

TRƯỜNG SĨ QUAN KỸ THUẬT QUÂN SỰ

KHOA KỸ THUẬT CƠ SỞ

-o0o -ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Học viên thực hiện: Nguyễn Minh Quang

Phạm Xuân MườiPhan Văn Vũ Lớp:DQS 03021

Giáo viên hướng dẫn: Thượng úy, Lê Văn Nhân

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Học viên thực hiện: Nguyễn Minh Quang

Phạm Xuân MườiPhan Văn VũNgười hướng dẫn: Thượng úy Lê Văn Nhân

Thời gian phục vụ, L(năm)

Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ

MỤC LỤC CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1 Chọn động cơ 6

1.2 Phân phối tỉ số truyền 7

1.2.1.Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động 7

1.2.2.Công suất trên các trục 7

1.2.3.Số vòng quay trên các trục 8

1.2.4.Tính moent xoắn trên các trục 8

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 2.1 Thiết kế bộ truyền đai thang 9

2.1.1 Chọn loại đai 9

2.2.2 Tính các thông số bộ truyền 9

2.1.3 Xác định số dây đai 11

2.1.4 Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 12

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc 12

2.2.1 Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng 12

2.2.2 Xác định ứng suất cho phép 13

2.2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép 13

2.2.2.2 Ứng suất uốn cho phép 14

2.2.2.3 Ứng suất quá tải cho phép 14

2.3.Tính toán cấp nhanh: bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 14

2.3.1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục 15

2.3.2.Xác định các thông số ăn khớp 15

2.3.3.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 16

2.3.4.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 18

2.3.5.Kiểm nghiệm răng về quá tải 20

2.3.6.Các thông số và kích thước bộ truyền 20

2.4.Tính toán cấp chậm: bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 20

2.4.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 20

2.4.2 Xác định các thông số ăn khớp 21

2.4.3.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 22

2.4.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 25

2.4.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải 26

2.4.6 Các thông số và kích thước bộ truyền 26

2.5.Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu 26

CHƯƠNG 3:THIẾT KẾ TRỤC-THEN-KHỚP NỐI 3.1.Thiết kế trục – then 28

3.1.1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục 28

3.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lưc 28

3.2.1 Trục I 28

3.2.2 Trục II 29

3.2.3 Trục III 29

3.3 Xác định và chiều các lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục 30

3.4 Xác định đường kính các đoạn trục 30

3.4.1 Trục I 30

3.4.1 1 Kiểm tra bền tại bánh răng 1 33

3.4 1.2 Kiểm tra bền tại vị trí ổ lăn 35

3.4.1.3 Kiểm tra bền tại vị trí đai 36

3.4.2 Trục II 37

3.4.2.1 kiểm tra bền tại bánh răng 2 40

3.4.2.2 Kiểm tra bền tại bánh răng 3 43

3.4.3 Trục III 45

3.4.3.1 Kiểm tra bền tại bánh răng 4 48

3.4.3.2 Kiểm tra bền tại vị trí lắp ổ lăn 50

3.5 Chọn khớp nối 51

CHƯƠNG 4:TÍNH TOÁN VÀ CHỌN Ổ LĂN 4.1.Trục I 55

4.1.1.Chọn loại ổ 55

4.1.2.Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ 55

4.2.Trục II 56

4.2.1.Chọn loại ổ 56

4.2.2.Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ 56

4.3.Trục III 57

4.3.1.Chọn loại ổ 57

4.3.2.Kiểm nghiệm khả năng tải đọng của ổ 58

CHƯƠNG 5 :KÍCH THƯỚC HỘP GIẢM TỐC ĐÚC CHỌN CÁC CHI TIẾT PHỤ, BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP 5.1 Kích thước hộp giảm tốc đúc 59

5.2 Chọn các chi tiết phụ 60

5.2.1.Nắp quan sát 60

5.2.2.Nút thông hơi 61

5.2.3.Nút tháo dầu 62

5.2.4.Que thăm dầu 62

5.2.5.Vòng chắn dầu 63

5.2.6.Chốt định vị 63

5.2.7.bulon vòng 63

5.3 Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai 64

5.4 Bảng vật liệu 66

CHƯƠNG 1 : XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ

SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn động cơ:

Công suất làm việc:

 Hiệu suất chung của hệ thống:

Công suất cần tính trên trục động cơ:

td ct

 : hiệu suất bộ truyền đai

ol 0,99 : hiệu suất ổ lăn.

2 4 1.0,98 0,95.0,992 4 0,87

    

 Chọn động cơ điện:

Tra bảng phụ lục P1.3,tài liệu [1].Chọn động cơ thỏa mãn điều kiện

 9,8(vg\ phut)

Chọn động cơ 4A160S4Y3 có công suất 15kW, có n dc=1460(vg/ph)

1.2 Phân phối tỷ số truyền

1.2.1 Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động:

1460 20,0772,72

dc lv

n u n

Tra bảng 3.1 trang 43 Tài liệu [1], ta chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh

răng trụ hai cấp khai triển

1 2

3,32,42

1.2.2 Công suất trên các trục:

10,3

10,6 0,99.0,98

10,6

10,9 0,98.0,99

1 2

1

584

176,9 /3,3

2

73,1

176,92,42

u

2.1.1Chọn loại đai

Dựa vào hình 4.1 trang 59 của [1]

Ta có: Pđc=11,59(kW) và n = 1460(vg/phut) chọn đai thang thường ký hiệu Б

2.1.2.Tính các thông số bộ truyền

Đường kính bánh đai nhỏ d1

d1: = 140 – 280 (mm)

l: = 800 – 6300(mm)

Dựa vào bảng 4.21 trang 63 của [1]

Đường kính bánh đai nhỏ được xác định theo công thức

3 3

1 3 3 75811.3 126,9(mm)

+ Chọn đường kính đai nhỏ là d1 =140(mm)

Vận tốc đai:

Điều kiện bánh đai lớn:

Theo công thức 4.2 - [1] đường kính bánh đai lớn là

Định khoảng cách trục sơ bộ theo bảng 4.14: asb=d2=355(mm)

Chiều dài dây đai theo asb (mm)

Tra bảng 4.13 chọn chiều dài dây đai tiêu chuẩn l = 1600 (mm)

Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây:

10,7

6,68 101600.10

v i

a a

P z

C : hệ số phân bố tải lên các dây : 0,9

Thay vào ta được:

 

5,96.C C C C 2,3.0,91.1.1,135.0,9

P z

Đường kính ngoài của bánh đai:

Áp dụng công thức 4.18 tài liệu [1] ta có

780.P.C

 

780.11,59.1,1 20,4 190,610,7.0,91.6

o

Lực tác dụng lên trục:

2 2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc

2.2.1 Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng.

2.2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép.

Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180…350

417,5.10 ( )

418,7.10 chu ky

412,1.10 (chu kyø)

416,5.10 (chu kyø)

1 0

lim2 2

2

1

1,11

K

MPa s

F

K K S

Với bộ truyền quay 1 chiều KFC=1, ta được:

1,751.11,8.230 260,2

1,75

FL FC F

F

FL FC F

F

K K

MPa s

K K

MPa s

2,8 2,8.450 1260MPa0,8 0,8.580 464MPa2,8 0,8.450 360MPa

- góc nghiêng sơ bộ 8 :o

  20o

- số răng bánh dẫn:

  

2.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng làm việc:

ZM-hs kể đến cơ tính vật liệu tra bảng (B6.5) có: ZM =274 MPa1/3

ZH hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo công thức 6.34 tài liệu[1]

w

2.cossin2 b

H

t

Trong đó: βb góc nghiêng của răng trên hình trục cơ sởb góc nghiêng của răng trên hình trục cơ sở

 

2.cos 15,6

1,7sin 2.20,8

o H

Ta có hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

KH=KHβb góc nghiêng của răng trên hình trục cơ sởKHαKHv

+ vận tốc vòng của bánh chủ động v=2,47<4(m/s) theo bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác là 9.

2 .H w

HV

v b d K

103 3,331

z u z

:tỉ số truyền thực tế

 

1750,002.73.2,49 2,6 /

Với v=2,47(m/s) < 5(m/s), Zv=1, cấp chính xác động học là 9, chon cấp chính xác về mặt tiếp xúc là 8.

Khi đó cần gia công độ nhám R a 2,5 1,25m do đó Zr=0,95 với vòng đỉnh bánh răng da<700(mm) chọn KxH = 1

Vậy :

H'   H .Z Z Z v R xH 495,5.1.0,95.1 470,725 MPaNhư vậy

'

    

    nên cặp bánh răng đảm bảo độ tiếp xúc

2.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Ta có điều kiện bền uốn là:

1 1

+ đối với bánh răng dẫn:YF1=3,76

+ đối với bánh răng bị dẫn: YF2=3,6

Khi đó:

0,61,67

Y



 là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

2.3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Với hệ số quá tải tra bảng phụ lục P1.3 ta có:

max qt

+ Tỉ số truyền: u =3,3 mm

+ Góc nghiêng răng: βb góc nghiêng của răng trên hình trục cơ sở = 16,80

+ Số răng: z1 = 31 răng; z2 =103 răng

+ Đường kính chia: d1 =81 mm; d2 =269 mm

+ Đường kính đỉnh răng: da1 =86 mm; da2 =274 mm

+ Đường kính đáy răng: df1 =74,4 mm; df2 =262,7 mm

2.4 Tính toán cấp chậm: bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

2 .cos 20 2 .cos 8

2.210.cos 20 2.210.cos 82,5 2,42 1 2,5 2,42 1

4748

z z

  

Không thỏa mãn yêu cầu.

+ chọn z1=48 (răng) ta có số răng bánh bị dẫn z2=u1.z1=2,42.47=116,16(răng)

  

2.4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng làm việc:

Ta có hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

KH=KHβb góc nghiêng của răng trên hình trục cơ sởKHαKHv

.1

2 .H

HV

v b d K

103 2,4231

Khi đó cần gia công độ nhám R a 2,5 1,25m do đó Zr=0,95 với vòng đỉnh bánh răng da<700(mm) chọn KxH = 1

    nên cặp bánh răng đảm bảo độ tiếp xúc

2.4.4.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Ta có điều kiện bền uốn là:

1 1 w

K

- Vậy: K F K K K F F Fv 1,09.1,37.1,02 1,52

- Hệ số dạng răng YF theo bảng 6.18:

+ đối với bánh răng dẫn:YF1=3,63

+ đối với bánh răng bị dẫn: YF2=3,6

Khi đó:

0,591,69

2.4.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải

Với hệ số quá tải tra bảng phụ lục P1.3 ta có:

max qt

+ Góc nghiêng răng: βb góc nghiêng của răng trên hình trục cơ sở = 18,190

+ Số răng: z1 = 48 răng; z2 =117 răng

+ Đường kính chia: d1 =126 mm; d2 =308 mm

+ Đường kính đỉnh răng: da1 =131 mm; da2 =313 mm

+ Đường kính đáy răng: df1 =121 mm; df2 =303 mm

2.5 Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu.

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ TRỤC – CHỌN THEN – KHỚP NỐI

Thiết kế trục- chọn then.

Chọn vật liệu

Chọn vật liệu thép C45 thường hóa cho cả 3 trục

Giới hạn bền b 600MPa

Giới hạn chảych 340MPa

Ứng suất xắn cho phép cho phép [ τ] = 15… 30MPa:

T d





Trục I:

1 1

178244,863

0,2[ ] 0,2.15

Chọn d1 = 40(mm)

Trục II:

2 2

572244,23

Chọn d3 = 65 (mm)

3.2 Xác định khoảng cách giữa gối đỡ và các điểm đặt lực:

Từ đường kính d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b0 theo bảng 10.2;

2 2.178244,86

4401( )81

Hình 3.5 Sơ đồ đặt lực, biểu đồ momen và kết cấu trục I

 Tính đường kính trục tại các tiết diện:

[σ] : ứng suất cho phép của thép chế tại trục ; [σ]= 61 MPa

Đường kính trục tại tiết diện bánh răng 1 là:

1

0,75 221518,5 196350 0,75 178244,86333844,3( )

Tăng 5% ta được d > 39,73.Theo tiêu chuẩn chọn d = 45 (mm)

Đường kính trục tại vị trí lắp bánh đai;

Theo tiêu chuẩn chọn dbd= 32(mm)

Đường kính trục tại vị trí lắp ổ lăn;

Theo tiêu chuẩn chọn dol= 40(mm)

Kích thước của trục như hình vẽ:

Ø 45

Ø 32

Ø 40

3.3.1.1 Kiểm tra bền tại bánh răng 1.

 Kiểm tra độ bền của then:

- Ta có d=45 mm tra Bảng 9.1a ta được: b = 14 mm, h = 9mm, t1 = 5,5 mm,chọn chiêu dài then nhỏ hơn chiều dài mayo 5mm

- Kiểm tra điều kiện bền dập:

d l b

Vậy then đảm bảo bền

 Kiểm tra trục về độ bền mỏi:

Với :

2 2

N mm d

1 2

3.3.1.3.Kiểm tra bền tại vị trí lắp bánh đai.

Kiểm tra độ bền của then:

- Ta có d=32 mm tra Bảng 9.1a ta được: b = 10 mm, h = 8 mm, t1 = 5 mm,

ta chọn then nhỏ hơn chiều dài mayo đai 5mm

- Kiểm tra điều kiện bền dập:

d l b

Vậy then đảm bảo bền

3.3.1.4 Kiểm tra bền tại vị trí ổ lăn.

Kiểm tra trục về độ bền mỏi:

Với :

 

 

2 2

- Đường kính vòng chia bánh răng 2:

2

2 2.572244, 2

4254( )269

3

2 2.572244, 2

9083( )126

- Dời lực Fa3 về trọng tâm bánh răng ta được moment tại trọng tâm:

15193381

Ay By

By Ay

Hình 3.6 Sơ đồ đặt lực, biểu đồ momen và kết cấu trục II

- Tính đường kính trục tại tiết diện lắp bánh răng 2:

[σ] : ứng suất cho phép của thép chế tạo trục :d2= 50(mm) => [σ]= 50 MPa

2 2 0,75 2 172698 396736 0, 75 572244, 2657891( )

- Tính đường kính trục tại vị trí lắp bánh răng 3:

3 3 0,75 2 269074 581361 0,75 572244, 2952587( )

Theo tiêu chuẩn chọn d2 =55 (mm)

Theo tiêu chuẩn chọn d3= 63(mm)

Kích thước trục được biểu diễn như hình vẽ:

3.3.2.1.Kiểm tra bền tại bánh răng 2.

 Kiểm tra độ bền của then:

- Ta có d=55 mm tra Bảng 9.1a ta được: b = 16 mm, h = 10mm, t1 = 6mm,

ta chọn chiều dài then nhỏ hơn chiều dài mayo 5mm

- Kiểm tra điều kiện bền dập:

d l b

Vậy then đảm bảo bền

 Kiểm tra trục về độ bền mỏi:

s K

2 2

2

2 2

T

3.3.2.2 Kiểm tra bền tại bánh răng 3.

 Kiểm tra độ bền của then:

- Ta có d=63 mm tra Bảng 9.1a ta được: b = 18 mm, h = 11mm, t1 = 7mm,

ta chọn chiều dài then nhỏ hơn chiều dài mayo 5mm

- Kiểm tra điều kiện bền dập:

d l b

Vậy then đảm bảo bền

 Kiểm tra trục về độ bền mỏi:

3 2

N mm d





N mm d

- Đường kính vòng chia bánh răng:

- Lực vòng bánh răng4;

4 4

4

2 2.1345622, 4

8737( )308

2968378,9

Ay By

By Ay

Ax Bx

Bx Ax

Hình 3.7 Sơ đồ đặt lực, biểu đồ momen và kết cấu trục III

 Tính đường kính trục tại các tiết diện:

[σ] : ứng suất cho phép của thép chế tại trục ; [σ]= 48,6 MPa

Đường kính trục tại tiết diện M



tăng 5% ta được d4  70, 03

Theo tiêu chuẩn chọn dC = 80 (mm)

Đường kính trục tại vị trí ổ lăn:

ol

M

Theo tiêu chuẩn chọn dol= 65(mm)

Đường kính trục tại vị trí lắp khớp nối:

Kích thước trục được biểu diễn như hình vẽ:

Ø80

1.5.3.1.Kiểm tra bền tại bánh răng 4.

Kiểm tra độ bền của then:

- Ta có d=80 mm tra Bảng 9.1a ta được: b = 22 mm, h = 14 mm, t1 = 9 mm,

ta chọn chiều dài then nhỏ hơn chiều dài mayo 5mm

- Kiểm tra điều kiện bền dập:

d l b

Vậy then đảm bảo bền

Kiểm tra trục về độ bền mỏi:

s K

4 4

N mm d

1 2

1.5.3.2.Kiểm tra bền tại vị trí ổ lăn.

Kiểm tra trục về độ bền mỏi:

s K

Momen xoắn trên trục III, T=13456,6 (N.m)

Đường kính sơ bộ trục III d3= 63 (mm)

Tra bảng B16.10a ta chọn trục nối vòng đàn hồi

T,

2464

Kiểm tra điều kiện bền dập của vòng đàn hồi;

phút

Tải trọng tác dụng lên các ổ:

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

Chọn hệ số e:

Ta có tỉ số:

1

3 0

0,04330,

132

7 0

81

a F C

Theo bảng 11.4 tài liệu [1] với α=120 ta chọn e = 0,37

Chọn hệ số X,Y:

Chọn V=1 ứng với vòng trong quay

Lực dọc trục tác động vào ổ A,B do lực hướng tâm F r gây ra:

V = 1 ứng với vòng trong quay.

K τ=1hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ

K σ=1 hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ

Từ kết quả trên ta thấy ổ B chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ B

Do tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có tải trọng tương đương:

Vì C tt<C=39,2 kN nên ổ đảm bảo khả năng tải động.

0,5.1658 0,47.2714,02 2104,59

2714,022714,02

Ta có tỉ số: 0 3

1700

0,04636,3

Chọn V=1 ứng với vòng trong quay

Lực dọc trục tác động vào ổ A,B do lực hướng tâm F r gây ra:

V = 1 ứng với vòng trong quay

K τ=1hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ

K σ=1 hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ

Từ kết quả trên ta thấy ổ B chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ B.

Do tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có tải trọng tương đương:

0,6.7964 0,5.3466,8 6511,8

3466,83466,8

Chọn hệ số e:

Ta có tỉ số:

4

3 0

0,0644,8.10

2806

a F C

Theo bảng 11.4 tài liệu [1] với α=120 ta chọn e = 0,37

Chọn hệ số X,Y:

Chọn V=1 ứng với vòng trong quay

Lực dọc trục tác động vào ổ A,B do lực hướng tâm F r gây ra:

V = 1 ứng với vòng trong quay.

K τ=1hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ

K σ=1 hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ

Từ kết quả trên ta thấy ổ A chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ A

Do tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có tải trọng tương đương:

0,5.5306 0,47.2806 3971,82

53065306

CHƯƠNG 5:KÍCH THƯỚC HỘP GIẢM TỐC ĐÚC CHỌN CÁC CHI TIẾT PHỤ, BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP

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

- Bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân được cạo sạch hoặc mài để lắp sít, khilắp có một lớp sơn mỏng hoặc sơn đặc biệt

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

- Mặt đáy về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 20 và ngay tại chỗ tháodầu lõm xuống

Chiều dày: Thân hộp, 

Nắp hộp, 1

 = 0,03.a + 3 = 0,03.210 + 3 =9,3 mm > 6mm

1 = 0,9  = 0,9.10=9 mmGân tăng cứng: Chiều dày, e

Chiều cao, h

Độ dốc

e =(0,8  1) = 8  10, chọn e = 10 mm

h < 5. = 50 mmKhoảng 2o

Đường kính:

Chiều dày bích thân hộp, S3

Đường kính ngoài và tâm lỗ vít,D3,

1 2 60 2.10 80

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong

Hình 5.1 Nắp quan sát

5.2.3 Nút thông hơi:

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên Để giảm áp suất và điều hòa khôngkhí bên trong và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi Nút thông hơi đượclắp trên nắp cửa thăm Kích thước nút thông hơi (tra B8.6[2]):

có lỗ tháo dầu Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu

Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu tra trong B18.7[2] (nút tháo dầu trụ) như sau: