Đồ án Nguyên lý Chi tiết máy (Đề 4 spkt)

Với hệ thống tải trọng : bánh răng cấp chậm sử dụng răng thẳngTương tự ta tính được NHE > NHo nên KHL=1 i t t T - Ứng suất tiếp xúc cho phép Bộ truyền quay 1 chiều KFC=1... Xác định kh

PHẦN THUYẾT MINH

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

1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

Công suất trên trục động cơ điện

Gọi Pct: Công suất cần thiết trên trục động cơ

Pt công suất trên trục công tác

 : hiệu suất chung

Ta có công thức

.V Ft

4,13

Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện :

nsb=u.nlv

nsb:Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện

.nlv:Số vòng quay của máy công tác

25 , 1 60000

=52.45(v/ph) Tỉ số truyền của hệ thống

Kiểm tra tỉ số truyền

u’= unh.uch.un= 1,2.3,905.3= 54,89

∆u=utt- u’= 54,91-54,89=0,02 Sai lệch trong khoảng cho phép(2%÷3%)

P T

i

i i

10 55 ,

10 55 ,





Nmm n

P

2880

87 , 4 10 55 , 9 10 55 ,

1 1 6

Nmm n

P

615

68 , 4 10 55 , 9

10 55 ,

2 2 6

Nmm n

P

157

49 , 4 10 55 , 9 10 55 ,

3 3 6

Nmm n

P T

Mct

52

13 , 4 10 55 , 9 10 55 ,

4 6



nh

II.THI Ế T K Ế CAC B Ộ TRUY Ề N

II.1 T HIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

1. Chọn loại xích

Vì tải trọng nhỏ và va đập nhẹ nên chọn xích con lăn

Với tỉ số truyền u= 3

Theo bảng 5.4 chọn số răng đĩa nhỏ (đĩa tải) z1 = 25

 Số răng đĩa lớn (đĩa bị tải) z2 = u.z1=3.25=75 < zmax =120

- công suất tính toán

K0=1 đường nối 2 tâm đĩa xích so với phương ngang < 600

Ka=1 a nằm trong khoảng 30p< a< 50p ( chọn a =40p)

Kdc=1 vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích

p=31,75 (mm).thỏa mãn điều kiện mòn

Ta có v=

60000

. 1

1 p n z

 S =(1,7.21598850047,3816,44)= 23,7 Theo bảng 5-10 với n=200v/ph chọn [S]=8,5

S=23,7 > [s]= 8,5 Vậy bộ truyền xích đảm bảo độ bền

4. Đường kính đĩa xích

25 sin

75 , 31

75 sin

75 , 31

Theo công thức 5.18

] ứng suất tiếp súc cho phép MPa

Fvđ lực va đập trên 1 dãy xích (m=1 Số dãy xích)

Fvđ = 13 n1.p3.m = 13 157.31,753.1= 6,53 (N)

Ft = 2159 (N)

E= 2,1 105 (MPa) Mođun đàn hồi

1 262

10 1 , 2 ).

53 , 6 1 2159 (

42 ,

Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc cho phép

] = 500 MPa đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1

4 , 2

t

t T

i

t

t T

T t

u

n

.

.

3

max 1

686 , 4

2880 1

Với hệ thống tải trọng : bánh răng cấp chậm sử dụng răng thẳng

Tương tự ta tính được NHE > NHo nên KHL=1

i

t

t T

- Ứng suất tiếp xúc cho phép

Bộ truyền quay 1 chiều KFC=1

= (MPa)

Ứng suất quá tải cho phép

Theo công thức 6.10& 6.11

] = 495,4 ứng suất tiếp xúc cho phép

răng khi tính về tiếp xúc

Theo bảng 6.7 ta có

KH = 1,12Theo công thức 6.16

, 495 2

12 , 1

= (0,01 80 = (0,8 1,6) (mm)Theo bảng 6.8 chọn mođun m=1,5

Chọn sơ bộ

Số răng bánh nhỏ

Z1= =1,52.(.804,686.0,8661) =16,2Lấy Z1=16

Số răng bánh lớn

Z2= u z1=4,686.16= 74,9 Chọn Z2=75

Do đó tỉ số truyền thực sẽ là

um=1675 =4,687Theo công thức 6.18

 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

bánh răng ăn khớp theo bảng 6.5

Đối với răng nghiêng không dịch chỉnh

1 16

1

.0,853= 1,39

Z =

39 , 1





(m/s)Với v=4,23 (m/s) tra bảng 6.13 ta được cấp chính xác là 8

Với v<5(m/s) chọn

kH =1,09 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho cácđôi răng

rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

09 , 1 12 , 1 16148

2

2 13 , 28 80 3 , 0 95 ,

) 1 686 , 4 (

28 , 1 16148

=413,8 (MPa)

Xác định chính xác ứng suất tiếp cho phép

Theo 6.1 với V= 4,23 (m/s) < 5(m/s)

là 8 Chọn mức chính xác về mức tiếp xúc là 7 , khi đó cần gia công độnhám là Ra= 2,5… 1,25 , do đó ZR= 0,95 với da<700mm KxH= 1

do đó theo 6.1 & 6.1a

chiều rông vành răng

=> =1- =

1-140

44 ,

= 0,775 Hệ số kể đến độ nghiêng củarăng

- Số răng tương đương

853 , 0

m= 1,5

= 1,08 – 0,0695 ln(1,5) = 1,05

Kqt= max 1



t T

- Ứng suất tiếp xúc cực đại

Các thông số đều thỏa mãn

 Các thông số và kích thước bộ truyền

= 10,,5853.16= 28,13 (mm)

d2=



cos z2m

 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

= Ka(u2+1) Trong đó Ka = 49,5 (loại răng thẳng theo bảng 6.5)

02 , 1 72673

 Z2= Z1=3,905.38= 148,3 Chọn Z2=148

Do đó khoảng cách trục a được tính lại

139,5 (mm) lên 140 (mm)

- Hệ số dịch tâm theo 6.22

Y= - 0,5 =1401,5 -0,5.(38+148)=0,33Theo công thức 6.23

2 1

1000

z z

y

 =100038.1480,33= 1,77Theo bảng 6.10a ta chọn = 0,026

Do đó theo công thức 6.24 hệ số giảm đỉnh răng

38 148 ( 3348 ,

20 cos 5 , 1

bánh răng ăn khớp theo bảng 6.5

Theo công thức 6.34

- Hệ số kễ đến hình dạng tiếp xúc

148 (

140 2

Với um=Theo công thức 6.40

V= =3,1460000.57,2.615 =1,84 (m /s)Theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9

bw=ba.a w2= 0,4.140 = 56 Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và v < 2,5 m/s chọn kHα=1,13

= 1+

13 , 1 03 , 1 72673

2

2 , 57 56 83 ,

) 1 89 , 3 (

72673

= 409,4 (MPa)Theo công thức 6.1

= 1+ = 1+2.7267312,86.56.1,05.57.1,2,37 =1,19

- Hệ số tải trọng động khi tính về uốn

Với = 1,77 => = =1,177 =0,56

- Số răng tương đương

Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhạy của vật liệu

Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượng chân răng

=1 ( < 400 mm) ảnh hưởng độ bền uốn

- Ứng suất cho phép

=F2YR.Y S Y XF =236,5.1.1.1,05= 248,3 (Mpa)Thay vào công thức

78 , 3 1 56 , 0 71 , 1 72673

2

= 109,5(MPa)

= =1093,,578.3,57= 103,4 (MPa)

- Ứng suất tiếp xúc cực đại

= 409,4.1 = 409,4 (MPa)

- Ứng suất uốn cực đại

= 109,5 (MPa) < F1max  464 (Mpa)

= 103,4 (MPa) < F2max  360 (Mpa)

 Các thông số và kích thước bộ truyền răng chậm

Modun pháp m=1,5 (mm)

Tỉ số truyền u= 3,89Góc nghiêng của răng

Z2=148 (răng)

Hệ số dịch chỉnh X1=0,069 ; X2=0,265Theo các công thức trong bảng 6.11

Đường kính vòng chia

d1=



cos z1m

=1,5.38=57 (mm)

d2=



cos z2m

=1,5.148=222 (mm) Đường kính đình răng

= d2+2.(1+x2-∆y).m=222+2.(1+0,265-0,0048).1,5=225,78 (mm) Đường kính chân răng

df1=d1-(2,5 -2.x1).m= 57-(2,5-2.0,069).1,5 = 53,457 (mm)

df2=d2-(2,5 -2.x2).m= 222 -(2,5-2.0,265).1,5 = 219,045 (mm)

III TÍNH TOÁN CÁC TRỤC TRONG HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG PHÂN ĐÔI

1. Chọn vật liệu chế tạo là thép 45 có b  600MPa

Ứng suất xoắn cho phép [

d1= 20 mm => b01= 15 (chọn b0i theo bảng 10.3)

d2= 30 mm => b02= 19

d3= 48 mm => b03= 26Trục động cơ nối với trục hộp số

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

Từ công thức 10.10 ,xác định được chiều dài mayơ của bánh răngCông thức 10.13 để xác định chiều dài nữa nối trục (chọn nối trụcvòng đàn hồi)

hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

∙ hn =15 chiều cao nắp ổ và đầu bulong

Các thông số

Khoảng cách giữa các gối dỡ

 Sơ đồ trục,chi tiết quay& lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trụcTrục 1

 Sơ đồ trục,chi tiết quay& lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục 2

, 34

88 , 131

=37849,56 (Nmm)

 Sơ đồ trục,chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục 3

(YOZ) Fy31.87+ Fy02.174 – Fx.(174+77) = 0

 Fy02=

Xét (YOZ)

) ( i

=3391,89 (N)

) (

1 F i

m

<=> -Fy30.145 + F y32.72,5 + Fyx.66,8=0 => Fy30=

145

5 , 72 470 8 , 66

d

22 , 253

2483=314372,63 (Nmm)

Moment uốn tổng Mj và môment uốn tương đương Mtđj tại các tiết diện

j trên chiều dài trục

Đường kính trục tại các tiếp diện j

xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép công nghệ ta chọn đường kính các

đoạn trục như sau

hiểm theo công thức

Kx hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào

phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt

mặt và cơ tính vật liệu các trục được gia công trên máy tiện , tại các tiết

hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt

Kx=1,06 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền

Ky=1

Theo bảng 10.12 khi dùng dao phay ngón ,hệ số tập trung tại rãnh

then ứng với vật liệu có = 600MPa là

trên các tiết diện này

Theo bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn, = 600MPa và đường kính của tiết diện nguy hiểm tra được tỉ số

e.Xác định hệ số an toàn ứng suất pháp

  =0,05   =0 mj=aj

Theo các kết quả tìm được cho thấy các tiết diện nguy hiểm đều đạt đảm bảo an toàn độ bền

7.Tính kiểm nghiệm đồ bền của then

Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệmmối ghép về dộ bền dập

d= . (2 )

1

t h l d

Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập & độ bền cắt

IV TÍNH TOÁN THIẾT KẾ Ổ LĂN

1.TRỤC I,II

• Với kết cấu trục như trên và đường kính ngõng trục d=20(mm) chọn ổ bi đỡ chặn 1 dãy cỡ trung 46304(bảng 2.12 phụ lục ) có đường kính trong d=20(mm), đường kính ngoài D=52(mm), khả năng tải động c= 14(KN), khả năng tải tỉnh c0=9,17(KN)

• Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

Khả năng tải động Cd = Q

L : tuổi thọ ổ ( triệu vòng quay)

L= (60.n.lh)/106

L = 2880 60 18000.10-6 = 3110,4 (triệu vòng).m = 3 bậc của đường cong mõi

.Tải trọng quy ước

Khả năng tải tĩnh

Q0=X0.Fr

X0=0,6 ổ bi đỡ 1 dãy

=> Q0= 0,6.287 =0,1722(KN) < C0=9,17(KN) =>đảm bảo điều kiện bền về tải tỉnh

Ta thấy nI=2880v/ph > nII=615v/ph mà trục I đảm bảo điều kiện bền về khả năng tải của ổ => trục II đảm bảo bền về khả năng tải của ổ

2.TRỤC III

lục 2.7) có d=30(mm), D=90(mm), khả năng tải động C=37,2(KN), khả năng tải tỉnh C0=27,2 (KN)

Khả năng tải động Cd = Q

L : tuổi thọ ổ ( triệu vòng quay)

L= (60.n.lh)/106

L = 157 60 18000.10-6 = 169,56 (triệu vòng).m = 3 bậc của đường cong mõi

.Tải trọng quy ước

=> Cd = Q = 4,07.3 169 , 56= 22,53(KN) < C=14 (KN) =>đảm bảo điều kiện bền về tải động

V.THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC

Chọn vỏ hộp đúc mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua

đường làm các trục để việc lắp ghép được dễ dàng

Công thức cho phép ta tính được kích thước các phần tử cấu tạo vỏ hộp sau đây

Chiều dày thân hộp :

Chọn chiều dày thành hộp là 8 mm

Chiều dày nắp bích :

= 0,9 = 7,2 mm Chọn = 7 mmMặt bích ghép nắp và thân

Chiều dày bích thân hộp S3 : S3 =( 1,4 1,8) d3 = 16 mm

Khe hở giữa các chi tiết

+ giữa bánh răng với thành hộp ( 1 1,2) = 10 mm

+ giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp ( 3 5) = 36 mm

Để quan sát các chi tiết trong hộp và rót dầu vào hộp trên đỉnh nắp hộp

ta lắp nắp cửa thăm kích thước được tra bảng Nắp được ghép bằng 4 bulông

Để kiểm tra mức dầu trong hộp, ta kiểm tra bằng thiết bị que thăm dầu

Để cố định hộp giảm tốc trên bệ máy ở thân hộp có làm chân đế Chân

đế làm 2 phần để giảm vật liệu tạo điều kiện thoáng qua đáy hộp

Để tăng độ cứng của vỏ hộp ta làm thêm các phần gân (xác định trên bảng vẽ lắp)

Để tháo dầu cũ thay dầu mới thiết kế lỗ tháo dầu ở phần đấy hộp, kích thước nút tháo dầu được tra trong bảng

Các kích thước của nút tháo dầu như sau :

Để điều hòa không khí trong và ngoài hộp ta dùng nút thông hơi M16

ghép trên nắp cửa thăm các kích thước tra bảng

Để ngăn cách mỡ trong ổ với dầu trong hộp, người ta thường dùng vòng giữ dầu (mỡ) Vồng này gồm từ 2 đến 3 rãnh tiết diện tam giác Cần lắp sao cho vòng lót ra ngoài vỏ 1 ÷ 2 mm Khe hở giữa vỏ (hoặc ống lót) với mặt ngoài của vòng ren lấy khoảng 0,2mm

Để nối trục I với động cơ ta dùng khớp nối trục đàn hồi

VI BƠI TRƠN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Vận tốc vừa , chọn phương án ngâm các bánh răng trong dầu sự chênh lệch bán kính giữa bánh răng bị dẫn là khơng đáng kể, vì nước dầu thấp nhất phải ngập chiều cao bánh thứ 2 Vậy chiều sâu ngâm dầu bánh bị dẫn cấp nhanh và cấp chậm gần bằng nhau Vì vậy cơng suất tổn hao để khấy đều khơng đáng kể

engle Từ bảng 18.13 chọn loại dầu AK20

Bơi trơn ổ lăn : bơi trơn ổ bằng mỡ vì vận tốc bộ truyền bánh răng thấp , khơng dùng phương pháp bắn tĩe để hất dầu trong hộp

Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoátnhiệt độ tốt và đề phòng các chi tiết bị hạn rỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ phận truyền trong hộp giảm tốc

VII THÁO LẮP BỘ TRUYỀN

-Mở các bu lông ghép nắp và thân

-Tháo các nắp ổ

-Tháo ổ ra khỏi thân

-Tháo ổ ra khỏi trục

-Tháo bánh răng ra khỏi trục

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1 Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập một_ PGS.TS.TrịnhChất_ TS Lê Văn Uyển

2 Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập hai_ PGS.TS.Trịnh Chất_ TS Lê Văn Uyển_nhà xuất bản Giáo Dục

3 Đồ án mơn học chi tiết máy _PGS.TS Ngơ Văn Quyết_ nhà xuất bản Hải Phịng

4 Tập bản vẽ chi tiết máy_ Nguyễn Bá Dương_ Nguyễn Văn Lẫm _Hồng Văn Ngọc_Lê Đắc Phong._ nhà xuất bản Đại Học và Trung Học chuyên nghiệp

Mục Lục

Trang

I.Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền ……… 1

1.Chọn động cơ điện ………1

2 phân phối tỉ số truyền ……….2

II.Thiết kế các bộ truyền……….………4

II.1.Thiết kế bộ truyền xích……….………….…….……… 4

II.2.Thiết kế bộ h ộ p gi ả m t ố c……… 7

I II .Tinh toán thiết kế trục và then……….……….2 0

1 Chọn vật liệu……… ………… 2 0

2 Xác định sơ bộ đường kính trục……….……….2 0

3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 2 0

4 Xác định trị số và chiều các lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục……….…….……… …21

5 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục……….…….……….23

6 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi……….……… 30

7 Tính kiểm nghiệm về độ bền của then……….………… ……….32

IV Tính toán thiết kế ổ lăn……… ………33

1 Trục I,II ……… ……… ………… 33

2 Trục III………….……… …………34

V.Thiết kế hộp vỏ và các chi tiết khác……… ……….… ……… … 3 4

VI Bôi trơn hộp giảm tốc……… ….……….38

VII Tháo lắp bộ truyền……….… 38