đồ án nguyên lí chi tiết máy

Công việc này đã đem lạinhững giá trị bổ ích cho các sinh viên, riêng em qua đồ án này em đãrút ra được nhiều kinh nghiệm và bài học quý giá.. về những đóng góp quý báu trong quá trình e

LỜI CẢM ƠN

Ngành cơ khí là một ngành ra đời sớm so với các ngànhkhác ,nó được xem là ông tổ của nền công nghiệp Ngày nay nó đóngvai trò rất quan trọng trong tiến trình công nghiệp hóa ,hiện đại hóacủa đất nước ta nói riêng và trên thế giới nói chung

Lần đầu tiên thiết kế các chi tiết máy và bộ phận máy, đây là mộtcông việc hoàn toàn mới mẻ đòi hỏi người thực hiện phải vận dụngnhững kiến thức đã và đang học vào thực tế Công việc này đã đem lạinhững giá trị bổ ích cho các sinh viên, riêng em qua đồ án này em đãrút ra được nhiều kinh nghiệm và bài học quý giá Em chân thành cảm

ơn đến ThS Nguyễn Hoàng Châu là giảng viên hướng dẫn em thựchiện đồ án này về những đóng góp quý báu trong quá trình em thựchiện đồ án Ngoài ra, để hoàn thành được đồ án này em có tham khảomột số sách như Chi tiết máy của Nguyễn Trọng Hiệp , Tính toánthiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển tập

I và II cùng nhiều tài liệu khác lưu hành nội bộ trường Đại học Sưphạm Kỹ Thuật Tp Hồ Chí Minh như Dung sai kỹ thuật đo, Vật liệuhọc, Sức bền vật liệu, Rất mong được sự đóng góp ý kiến của thầy

để việc học của em ngày một tốt hơn.Chân thành cảm ơn !

Phần 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN:

I Số liệu đầu vào :

a) Sơ đồ hệ thống & Sơ đồ tải trọng :

b) Số liệu đầu vào tính toán :

Đề số 2 – phương án 24 ;

Số liệu thiết kế :

 Lực vòng trên bang tải (F) : 4500 (N)

 Vận tốc tang tải : 1.3 (m/s)

 Đường kính tang tải (D) : 400 (mm)

 Số năm làm việc : 6 (năm)

  01 : Hiệu suất từ trục động cơ qua trục 1 ( 01   nt. ol   1 0.995 0.995  )

  12: Hiệu suất từ trục 1 qua trục 2 ( 12   br. ol  0.995 0.98 0.9751   )

  23 : Hiệu suất từ trục 2 qua trục 3( 23   br. ol  0.995 0.98 0.9751   )

  34 : Hiệu suất từ trục 3 qua trục 4 ( 34  x ol  0.92 0.995 0.9154   )

Tra tài liệu [trang 19, tài liệu 1], ta có :

  br 0.98 ; x  0.92 ; ol  0.995; nt  1.

Vậy hiệu suất hệ thống :

0.995 0.9751 0.9751 0.9154 0.87

c Công suất trên trục động cơ :

5.53

6.35(k W) 0.87

ct ctdc

P P

lv

v n

o Số hiệu động cơ : 4A132S4Y3 [1,bảng 1.3,237]

o Công suất danh nghĩa : 7.5 (Kw) [1,bảng 1.3,237]

T

III Phân phối tỉ số truyền :

a Tính tỉ số truyền thực :

1455

23.44 62.07

dc t lv

n u n

U u u u u  

 Tính tỉ số truyền các cấp trong hợp giảm tốc :

 Theo [1,trang 43],ta có : unh= (1.2 ÷1.3)uch

415.7 3.5

n n u

(v/ph)

 Số vòng quay trên trục 3 :

2 3 23

415.7

148.47 2.8

n n u

(v/ph)

 Số vòng quay trên trục 4 (trục công tác):

3 4 34

148.7

61.86 2.4

n n u

(v/ph)

d Tính công suất trên các trục :

 Công suất trên trục 3 :

4

3 3

6.39(kW) 0.92 0.995

.

lv

x ol

P P

6.55(kW) 0.98 0.995

.

br ol

P P

6.72(kW) 0.98 0.995

.

br ol

P P

1 01

dc dc

dc

P T

1

44107(N.mm) 1455

P T

2

150475(N.mm) 415.7

P T

3

411022(N.mm) 148.47

P T

lv lv

lv

P T

n

f Bảng đặc tính kĩ thuật của hệ thống truyền động :

Bảng 01: Đặc tính kĩ thuật của hệ thống truyền động

Phần 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH:

I Số liệu đầu vào :

1 Các thông số của bộ truyền :

 Công suất trên trục dẫn : P 1 6.39(kW)

 Số vòng quay trên trục dẫn : n 1 148.5(v/ ph)

 Tỉ số truyền cho bộ truyền xích :u  x 2.4

 Moment xoắn trên trục dẫn : T 1 411022(N.mm)

2 Điều kiện làm việc của bộ truyền :

 Tải trọng va đập nhẹ

 Trục đĩa xích điều chỉnh được

 Làm việc 2 ca

 Môi trường làm việc có bụi

 Bôi trơn nhỏ giọt

II Thiết kế bộ truyền xích :

1 Chọn loại xích : Xích ống con lăn

1 25

z

k k

 Hệ số vòng quay k n:

01 1

200 1.35 148.5

n

n k n

d

P k k k P P

 Chọn bước xích :Theo bảng 5.5[1,trang 81], với n 01 200(v/ ph).Chọn bộ truyền xích có bước xích p 25.4(mm)thỏa điều kiện độ bền mòn P  t [P ] 11(kW)t 

 Thỏa điều kiện : p 31.75 và

Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm :(0.002 0.004) a 2.03 4.07(mm)

T

T 

o

3 1

4070.06(N) 1.57

t

P F

Vậy bộ xích thỏa điều kiện bền

7 Kiểm nghiệm xích về độ bền tiếp xúc :

đ H

Như vậy ta dung thép 45 tôi cải thiện HB170 sẽ đạt ứng suất tiếp cho phép

H  500(Mpa), đảm bảo độ bền cho xích dẫn

 Đối với xích bị dẫn : Tra bảng 5.11 [1,56]

Như vậy ta cũng dùng thép 45 tôi cải thiện HB170 sẽ đạt ứng suất tiếp cho phép

H  500(Mpa), đảm bảo độ bền cho xích bị dẫn

9 Bảng kết quả tính toán :

Số liệu đầu vào

+ Công suất trên trục dẫn : P 1 6.39(kW)

+ Số vòng quay trên trục dẫn : n 1 148.5(v/ ph)

+ Tỉ số truyền cho bộ truyền xích :u 12 2.4

Kết quả tính toán

Thông số Kí hiệu (đơn vị) Giá trị

Phần 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG:

 S : Hệ số an toàn H

 Z :Hệ số ảnh hưởng đến chất lượng bề mặt răng R

 Z : Hệ số ảnh hưởng đến vận tốc vòng V

 K : Hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh răng xH

+Trong bước tính thiết kế sơ bộ ta lấy:

+ Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 … 350 :

 N FO   4 106: Số chu kì cơ sở khi tính độ bền uốn [1,trang 93]

 Theo 6.8, tải trọng thay đổi nên ta có:

1

F

m i

c : Số lần ăn khớp của bánh răng trong 1 vòng quay c 1

n : Số vòng quay của bánh răng(v/ph) n1  1455;n2  417.5

 Bộ truyền quay 1 chiều nên K FC 1

Vậy theo (6.1a) :

1 1

 Đối với bánh răng thường hóa HB 350 nên :

1

H a

o u u n 3.5 : Tỉ số truyền hợp giảm tốc cấp nhanh

 Chọn sơ bộ   15

 Theo (6.31), trang 63

 

 w

84 3.5 24

t

z u z

Với bw  a w ba  110 0.3 33   mm : Chiều rộng vành răng

c) Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của mặt răng phải thỏa mãn điều kiện sau:

b H

t





1

H H

b d K

Vậy : H  512.43MPa  H  495.4MPa

(Không thỏa điều kiện)

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

, trong đó : F 0.006

(bảng 6.15), g 0 73 (bảng 6.16)

w w1 1

F Fv

v b d K

  :Hệ số kể đến ản hưởng của góc răng nghiêng

o Tính số răng tương đương v cos3

Z Z



 từ bảng 6.18  Y F1  3.9

Thỏa điều kiện

e) Kiểm nghiệm khi quá tải

 Theo (6.48), với

max 1

qt

T K T

120269112.83

Tính kiểm nghiệm độ bền

tiếp xúc

Hệ số phân bố không đều

tải trọng trên chiều rộng

Bảng 6.7

Ct 6.40Bảng 6.13

1.12

3.729

1.12

4.09

Hệ số phân bố không đều

tải trọng cho các đôi răng

đồng thời ăn khớp

Hệ số tải trọng động

Hệ số tải trọng

Ứng suất tiếp xúc tính toán

Ứng suất tiếp xúc cho phép

1.16

1.058

1.374462.1495.4

Tính kiểm nghiệm độ

bền uốn và quá tải

Ứng suất uốn tính toán

bánh 1,Mpa

Ứng suất uốn tính toán

bánh 2,Mpa

Ứng suất tiếp cực đại

Ứng suất uốn cực đại

f) Bảnh kết quả tính toán cho bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh :

+Công suất trên trục dẫn: P1  6.72Kw

+Momen xoắn trên trục dẫn: T1  44107N mm. 

+Số vòng quay trên trục dẫn: 1 1455

v n

ph

+Tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh: u 3.5

w w

b b

2 Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép :

d) Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép :

 K xH: Hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh răng

+Trong bước tính thiết kế sơ bộ ta lấy:

Do đây là truyền động bánh răng nghiên nên :

 N FO  4 106: Số chu kì cơ sở khi tính độ bền uốn [1,trang 93]

 Theo 6.8, tải trọng thay đổi nên ta có:

1

F

m i

c : Số lần ăn khớp của bánh răng trong 1 vòng quay c 1

n : Số vòng quay của bánh răng(v/ph) n1  417.5;n2  148.5

 Bộ truyền quay 1 chiều nên K FC 1

Vậy theo (6.1a) :

1 1

f) Ứng suất quá tải :

 Đối với bánh răng thường hóa HB 350 nên :

1

H a

43

a

K  MPa 

  [1,bảng 6.5, trang 96]

101 2.805 36

t

z u z

Với bw  a w ba  140 0.4 56   mm : Chiều rộng vành răng

c) Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của mặt răng phải thỏa mãn điều kiện sau:

b H

o Theo bảng 6.14, trang 107  K H 1.13

Vì răng nghiêng và v1.6 4 m s/  cấp chính xác 9, bảng 6.13, trang 106o

w w1 1

1

H H

b d K

Vậy : H  472.52MPa  H  495.4MPa

(Thỏa điều kiện)

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

Với:

, trong đó : F 0.006

(bảng 6.15), g 0 73 (bảng 6.16)

w w1 1

F Fv

v b d K

  :Hệ số kể đến ản hưởng của góc răng nghiêng

o Tính số răng tương đương v cos3

Z Z

Thỏa điều kiện

e) Kiểm nghiệm khi quá tải

 Theo (6.48), với

max 1

qt

T K T

f) Bảnh kết quả tính toán cho bộ truyền bánh răng nghiêng cấp chậm:

+Công suất trên trục dẫn: P1  6.55Kw

+Momen xoắn trên trục dẫn: T1  150475N mm. 

+Số vòng quay trên trục dẫn: 1 415.7

v n

w w

b b





Các đường kính: Vòng chia Đỉnh răng Đáy răng

I Kiểm tra điều kiện bôi trơn hộp giảm tốc:

Bôi trơn bánh răng được ngâm trong dầu bôi trơn trong hợp giảm tốc, v<12 (m/s)

Vậy hợp giảm tốc thỏa điều kiện bôi trơn

II Kiểm tra về điều kiện chạm trục:

 Ta có aw2  140mm : Khoảng cách trục trong hợp giảm tốc cấp chậm

 Bán kính bánh răng lớn trong cấp nhanh:

2 2

 Đỉnh bánh răng lớn ( bánh bị dẫn) trong bộ truyền cấp nhanh cách trục 3 một khoảng: L a w 2  R2  140 95.32 44.68   mm

Phần 4 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN:

I.

Chọn khớp nối:

Thông số đầu vào:

Đề bài có bộ truyền xíchMoment cần truyền T T dc 44304N mm. 

Đường kính đoạn trục động cơ d dc 38mm

 T k T t  : Moment xoắn tính toán, với

o k là hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy Tra bảng 16.1[2, trang 58] chọn k = 3.5

o T là moment xoắn danh nghĩa trên trục,

1.35 44304 41.5

14.358 0.1 14 105 6

d Các thông số cơ bản của vòng đàn hồi:

Moment xoắn lớn nhất có thể truyền qua được cf

II.

Tính sơ bộ trục

1.

Chọn vật liệu chế tạo trục và tính sơ bộ đường kính trục:

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có b 800MPa, Ứng suất xoắn cho phép   15 30 MPa 

 Đường kính sơ bộ của các trục:

Fkn

Ft1 Fa1

Fr1 Fa2

 Lực tác dụng từ bánh răng trong hợp giảm tốc:

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

 Xác định chiều rộng sơ bộ của ổ lăn: b Chiều rộng ổ tra theo o

bảng 10.2 theo đường kính sơ bộ của trục trung gian d (trục 2)2

 21

o Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông: h n 18mm

 Vậy ta có khoảng cách của các trục như sau:

10 11

13 12

Fkn

Ft1 Fa1 Fr1

Mx

My

T

20672,65 30556,65

 Tính moment tương đương:

 Theo kết quả từ sơ đồ nội lực trên và công thức (10.15), (10.16) ta có:

tdj j

M d

 Chọn then cho các tiết diện:

 d12  20mm:

Theo Bảng (9.1) [1,174] ta có:

 l t  36mm (chọn theo tiêu chuẩn và bằng 0.8 0.9  l m12 )

 b h  6mm (chiều rộng và cao của tiết diện then)

 Chiều sâu rãnh then trên trụ t1  3.5mm , trên lỗ

d : Ứng suất dập cho phép, theo bảng 9.5  d 100MPa

 c : Ứng suất cắt cho phép,   c  40 60  MPa, tải trọng va đập nhẹ

 l t  36mm (chọn theo tiêu chuẩn và bằng 0.8 0.9  l m12 )

 b 8;h 7mm (chiều rộng và cao của tiết diện then)

 Chiều sâu rãnh then trên trụ t1  4mm , trên lỗ

d : Ứng suất dập cho phép, theo bảng 9.5  d 100MPa

 c : Ứng suất cắt cho phép,   c  40 60  MPa, tải trọng va đập nhẹ

 Kiểm tra liền trục ở tiết diện d13 :

Theo [2,11], để tạo bánh răng liền trục, trục phải thỏa điều kiện sau:

2.5

X  m với

13 1

X    t    

     (không thỏa)

 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mản điều kiện sau:

 

.

j j j

  s - Hệ số an toàn cho phép, thông thường  s 1.5 2.5 (Nếu s 2.5 3không cần kiểm nghiệm độ cứng của trục)

 sjvà sj : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và Hệ số an toàn chỉ xétriêng ứng suất tiếp tại tiết diện j:

1 aj

M

(10.22), với M j theo (10.15)

o Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động

do đó:

max aj

0

2 2

j mj

j

T W

+Tiết diện nguy hiểm tại ổ lăn d10 :

3 10

10

3 10

+Tiết diện nguy hiểm tại bánh răng d13 :

13

8 4 26 4 26

bt d t d

mm d

13

8 4 26 4 26

o

bt d t d

mm d

13 a13 max13

+Theo bảng 10.12, khi dùng dao phai ngón, hệ số tập trung ứng suất cho trục có rãnh then ứng với vật liệu cób 800MPalà:

K  K 

+Theo bảng 10.10 ta có: K  y 1.5

10 10

0.92 0.89

0.88 0.81

10 10

10

2.44 1.1 1

1.5 2.11 1.1 1

13 13 13

13

2.44 1.01 1

1.5 2.32 1.1 1

Thế các đại lượng trên vào Ct (10.20), (10.21) ta được:

 Đối với tiết diện d10 :

10

348.8

4.08 1.69 50.63 0.1 0

202.3

15.8 1.61 7.72 0.05 7.72

 Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn:

Thông số đầu vào: n1455 / hv p Tải trọng va đập nhẹ

a r

 Tính khả năng tải của ổ: Tiến hành cho ổ 0 vì ổ này chịu tải lớn hơn

 Tỉ số:

376.7

0.041 9170

a o

F

 Theo 11.4 ta có e 0, 68(do   26 )

Vì vòng trong quay nên V=1 =>

376.7

0.26 1432.8

a r

F

e

Theo bảng 11.4 thì X=1 và Y=0_ Theo 11.3 Q(XVFrYF a) kt k đ trong đó: k  t 1 và k  đ 1, 2

 Tính moment tương đương:

 Theo kết quả từ sơ đồ nội lực trên và công thức (10.15), (10.16) ta có:

M d

 Chọn then cho các tiết diện:

 d22  38mm:

Theo Bảng (9.1) [1,174] ta có:

 l t  40mm (chọn theo tiêu chuẩn và bằng 0.8 0.9  l m22 )

 b 10;h 8mm (chiều rộng và cao của tiết diện then)

 Chiều sâu rãnh then trên trục t1  5mm , trên lỗ

d : Ứng suất dập cho phép, theo bảng 9.5  d 100MPa

 c : Ứng suất cắt cho phép,   c  40 60  MPa, tải trọng va đập nhẹ

 l t  50mm (chọn theo tiêu chuẩn và bằng 0.8 0.9  l m23 )

 b 10;h 8mm (chiều rộng và cao của tiết diện then)

 Chiều sâu rãnh then trên trụ t1  5mm , trên lỗ

d : Ứng suất dập cho phép, theo bảng 9.5  d 100MPa

 c : Ứng suất cắt cho phép,   c  40 60  MPa, tải trọng va đập nhẹ

 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mản điều kiện sau:

 

.

j j j

  s - Hệ số an toàn cho phép, thông thường  s 1.5 2.5 (Nếu s 2.5 3không cần kiểm nghiệm độ cứng của trục)

 sjvà sj : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và Hệ số an toàn chỉ xétriêng ứng suất tiếp tại tiết diện j:

1 aj

M

(10.22), với M j theo (10.15)

o Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động

do đó:

max aj

0

2 2

j mj

j

T W

+Tiết diện nguy hiểm tại bánh răng d22 :

22

10 5 38 5 38

bt d t d

mm d

22

10 5 38 5 38

o

bt d t d

mm d

22 a22 max22



+Tiết diện nguy hiểm tại bánh răng d23 :

23

10 5 38 5 38

bt d t d

mm d



10 5 38 5 38

o

bt d t d

mm d

23 a23 max23

+Theo bảng 10.12, khi dùng dao phai ngón, hệ số tập trung ứng suất cho trục có rãnh then ứng với vật liệu cób 800MPalà:

K  K 

+Theo bảng 10.10 ta có:

22 22

0.88 0.81

0.88 0.81

22 22

22

22 22

22

2.44 1.1 1

1.5 2.32 1.1 1

23

23 23

23

2.44 1.1 1

1.5 2.32 1.1 1

Thế các đại lượng trên vào Ct (10.20), (10.21) ta được:

 Đối với tiết diện d22 :

22

348.8

5.02 1.69 41.1 0.1 0

Đường kính(mm) 30 30 38 38

 Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn:

Thông số đầu vào: n415.7v p / hTải trọng va đập nhẹ

Lực dọc trục F at F a23  F a22  860.2 376.7 483.5    N (Lực Fa từ phải sang trái)

a r

F

F   <0.3 do đó chọn ổ bi đỡ 1 dãy, cỡ trung 306 cókhả năng tải động C22KN ,khả năng tải tĩnh C o 15.1KN, đường kính ngõng trục: d 30mm, đường kính ngoài D72mm

a o

a r

F

e

Theo bảng 11.4 thì X=1 và Y=0_ Theo 11.3 Q(XVFrYF a) kt k đ trong đó: k  t 1 và k  đ 1, 2

(bảng 11.3)

 Q (XVFrYF a) kt k đ  XVF kr t k đ    1 1 3452 1 1.2 4142.4    N

_ Theo hình 6.2 và bảng 6.4 K HE 0, 25 do đó theo công thức 11.14 ta có L hE K HE.L h với L h 20000giờ (bảng 11.2)

=>L  hE 0, 25.20000 5000 giờ Theo công thức 11.13

 Theo kết quả từ sơ đồ nội lực trên và công thức (10.15), (10.16) ta có:

M d

 Chọn then cho các tiết diện:

 d32  45mm:

Theo Bảng (9.1) [1,174] ta có:

 l t  56mm (chọn theo tiêu chuẩn và bằng 0.8 0.9  l m22 )

 b 14;h 9mm (chiều rộng và cao của tiết diện then)

 Chiều sâu rãnh then trên trục t1  5.5mm , trên lỗ

d : Ứng suất dập cho phép, theo bảng 9.5  d 100MPa

 c : Ứng suất cắt cho phép,   c  40 60  MPa, tải trọng va đập nhẹ

 l t  56mm (chọn theo tiêu chuẩn và bằng 0.8 0.9  l m12 )

 b 12;h 8mm (chiều rộng và cao của tiết diện then)