đồ án chi tiết máy new

Mục LụcLời nói đầu Trang Phần I : Chọn động cơ phân phối tỉ số truyền 5 Chọn động cơ 5 Phân phối tỉ số truyền 7 Bảng tổng kết 9 Phần II Thiết kế các bộ truyền trong và ngoài 9 Thiết

TRƯỜNG ĐH SƯ PHẠM KỶ THUẬT VINH

BỘ MÔN CHI TIẾT MÁY

  BẢN THUYẾT MINH

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Lời nhận xét của GVHD:

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

Mục Lục

Lời nói đầu Trang

Phần I : Chọn động cơ phân phối tỉ số truyền 5

Chọn động cơ 5

Phân phối tỉ số truyền 7

Bảng tổng kết 9

Phần II Thiết kế các bộ truyền trong và ngoài 9

Thiết kế bộ truyền trong 9

Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm 9

Bảng thông số bộ truyền bánh răng cấp chậm 14

Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh 14

Bảng thông số bộ truyền bánh răng cấp nhanh 21

Thiết kế bộ truyền ngoài 22

Thiết kế bộ truyền xích 22

Phần III Tính trục, chọn then , khớp nối 24

Tính sơ bộ trục 25

Sơ đồ phân bố không gian hộp giảm tốc 28

Tính gần đúng trục 29

Tính chính xác trục 38

Tính các mối ghép then , chọn then tiêu chuẩn 40

Chọn, tính kiểm nghiệm khớp nối 42

Phần IV Tính chọn ổ lăn trong hộp giảm tốc 43

Tính chọn ổ lăn trục I 44

Tính chọn ổ lăn trục II 45

Tính chọn ổ lăn trục III 46

Phần V Chọn kết cấu vỏ hộp và các chi tiết máy tiêu chuẩn 47

Phần VI Chọn chế độ bôi trơi lắp ghép 52 Tài liệu tham khảo

Lời nói đầu

Môn học chi tiết máy là môn học rất quan trọng và cần thiết đối với cácsinh viên ngành cơ khí nói chung và ngành Chế Tạo Máy nói riêng Đồ

án Chi Tiết Máy là một học phần không thể thiếu được vì nó cung cấpcác kiến thức cơ sở về kết cấu máy và cũng như cơ sở thực tế sau khisinh viên đã học qua lý thuyết Đồ án môn học này là đồ án tổng hợp tất

cả các kiến thức của các môn học khác như: cơ học, sức bền vật liệu ,nguyên lý máy, Chi tiết máy, Máy cắt kim loại, dung sai KTĐ và nhiềumôn học khác nữa Do vậy sau khi sinh viên làm qua đồ án chi tiết máycàng hiểu rõ các môn học có liên quan và mối quan hệ chặt chẽ vớinhau Máy móc hầu hết dẫn động bằng cơ khí mà môn học này có tínhtoán và thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí và nó là cơ sở để thiết kế cácmôn học khác, Việc làm đồ án này giúp cho sinh viên có tính cẩn thận

và tỉ mỉ đó là các yếu tố rất cần cho người làm cơ khí

Trong quá trình hoàn thành do kinh nghiệm và kiến thức thực tế cònhạn chế nên không tránh khỏi sai sót Em kính mong sự chỉ bảo của cácthầy để em hoàn thành được tốt hơn

Để hoàn thành được đồ án này em xin chân thành cảm ơn sự

giúp đỡ tận tình của thầy giáo Nguyễn Hữu Ngoạn và Ngô Văn Giang

đã tận tình chỉ dẩn giúp em hoàn thành tốt đồ án môn học này

PHẦN I

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.2.1 Chọn động cơ:

+ Căn cứ:

- Đặc điểm làm việc và tính kinh tế của các loại động cơ điện

- Yêu cầu làm việc của hệ thống, ta chọn động cơ xoay chiều khôngđồng bộ ba pha , động cơ đồng bộ có lồng sóc có roto ,do nó có kết cấuđơn giản, giá thành hạ, dể bảo quản, làm việc tin cậy có thể mắc trực tiếpvào lưới điện ba pha 220v/380v mà không cần biến đổi dòng điện, hiệusuất và công suất phù với sự làm viêc của hệ thống Ta tiến hành chọn sơ

bộ động cơ:

+ Chọn công suất động cơ:

• Yêu cầu: Động cơ chọn phải thỏa mản các yêu cầu sau:

- Công suất định mức của động cơ phải lớn hơn hoặc ít nhất là bằngcông suất làm việc chia hiệu suất của hệ thống

• Tổng thời gian làm việc của máy:

t = số năm.số ngày số giờ

= 6.290.10= 17400(giờ)

• Tính công suất đẳng trị của băng tải.

Công suất ra trục làm việc tính là:

N lv P v 8 , 875KW

1000

5 , 2 3550 1000

=

Trong đó : P: Lực kéo băng tải

v: Vận tốc băng tải

• Tính hiệu suất của hệ thống.

- Chọn hiệu suất của bộ truyền xích: η = 0 , 92

- Chọn hiệu suất của 1 cặp ổ lăn: ηol = 0 , 995

- Chọn hiệu suất của khớp nối: ηkn = 1

- Chọn hiệu suất của bộ truyền 1 cặp bánh răng trụ răng thẳng: η = 0 , 97

⇒ hiệu suất của toàn hệ thống:

t T

t1 = 4 = 0 , 0011 ; t2 = 5 − 0 , 0011h ; t3 = 5h

8633,05

5

5.)7,0()0011,05(0011,0.)8,1

2

=+

M M

i

i i đt

• Tính công suất cần thiết của động cơ

Áp dụng cômg thức

) ( 012 , 9 85

, 0

8633 , 0 875 , 8

Kw M

M : Mô men đẳng trị trong trường hợp tải trọng thay đổi

η: Hiệu suất truyền động

• Tính số vòng quay của trục máy công tác:

) / ( 73 , 183 260

14 , 3

5 , 2 1000 60

100

.

60

phút v D

• Tính số vòng quay sợ bộ của động cơ :

Tỉ số truyền của bánh răng trụ hộp giảm tốc hai cấp

73 , 183

 Từ các tính toán trên thì ta chọn động cơ: AO2-61-2

 Động cơ này có công suất: 13 , 5kw

 Hiệu suất 88 , 5 %

 Số vòng quay của động cơ: 2920 (vòng/ phút)

 Khối lượng của động cơ: 110kg

Động cơ này có ưu điểm: an toàn cho môi trường xung quanh, tránhđược bụi bặm va các chất bẩn rơi vào động cơ, giảm nhẹ tiếng ồn, nhỏgọn, an toàn cho người lao động, không lảng phí lượng điên năng, giáthành hợp lý dể chế tạo

1.2.2 Phân phối tỷ số truyền:

i = trong đó: n đc: số vòng quay của động cơ

n tg: số vòng quay của tang

n tg = 183 , 73 (v/p)

9 , 15 73

Trong hộp giảm tốc đồng trục nằm ngang, để bánh răng bị dẩn cấp nhanh

và cấp chậm ngâm trong dầu như nhau nên ta lấy:

p v i

n n

x

II III = = =

• Tính công suất trên các trục:

- Công suất trên trục động cơ:

10 55 ,

n

N m

10 55 ,

n

N m

10 55 ,

n

N m

10 55 ,

n

N m

III III

) / (v p

( mm N

[ δ = ]tx [ δ ]Notx.K'N

Trong đó: [ δ ]Notx ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu

dài: [ δ ]Notx = 2 , 6HB (Tra bảng 3.9 sách TK-CTM)

' 6

tđ

O N

N

N

Trong đó: NO là số chu kỳ của đường cong mỏi; N O = 10 7

Ntd – số chu kỳ tương đương

- Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn:

trường hợp bánh răng chịu tải không thay đổi

n u N

i i tđ

Trong đó: n i Số vòng quay trong một phút của bánh răng

• Ứng suất uốn cho phép

Khi bánh răng làm việc hai chiều nên ứng suất đối với bánh răng chịu ứng suất thay đổi chiều là ( răng chịu thay đổi mạch động)

m

tđ

O N

1 258 ]

1 215 ]

10 05 , 1 ( ) 1 (

II A

N K i

i

A

ψ δ

6 , 12 3 , 1 ) 8 , 2 455

10 05 , 1 ( ) 1 8 , 2

1000 60

1043 160 14 , 3 2 ) 1 (

1000 60

2 1000

60

.

s m i

n A n

Tra bảng 3.11 sách TK-CTM với: v= 4 , 6 (m/s) nên ta chọn chế tạo

59 , 1 160

2.1.8 - Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng:

- Môđun của bánh răng được chọn theo khoảng cách trục A

m n = ( 0 , 01 ÷ 0 , 02 )A= 1 , 71 ÷ 3 , 42 ta chọn: m=3 mm( )

- Số răng của bánh răng nhỏ:

) 1 8 2 (

3

171 2 ) 1 (

2

+

= +

=

i m

A

z ta chọn z1 = 30(răng)

- Số răng của bánh răng lớn:

84 8 , 2 30 1

2 =i z = =

z (răng) Ta chọn: Z2 = 84(răng)

- Chiều rộng bánh răng:

) ( 4 , 69 171 4 , 0

b n z m y

N K

u

.

10 1 , 19

Đối với bánh rănh lớn: y= 0 , 511

z: là số răng của bánh răng đang tính

n: số vòng quay của bánh răng đang tính

b: chiều rộng bánh răng

K: hệ số tải trọng

N: công suất của bộ truyền

=> Ứng suất tại chân răng của bánh răng nhỏ:

2 2

6

70 1043 30 3 451

,

0

6 , 13 59 , 1 10 1 , 19

1 1

511 , 0

451 , 0 45 ,

2.1.10 – Kiểm nghiệm sức bền của bánh răng khi chịu quá tải đột ngột.

• Ứng suất tiếp xúc khi chịu tải đột ngột

[ δ ]txqt = 2 , 5 [ δ ]NOTX ( ct 3.43 sách TK-CTM )

Trong đó: [ δ ]NO tx: ứng suất tiếp xúc khi bánh răng làm viêc lâu dài

Với bánh răng nhỏ: [ δ ]NOTX = 494 (N/mm2 )

N K i

i

) 1 (

10 05 , 1

2

3 6

δ

• Đối với bánh răng nhỏ:

372 70

06 , 13 59 , 1 ) 1 8 , 2 ( 8 , 2 171

10 05 ,

mm N

6 , 12 59 , 1 ) 1 8 , 2 ( 8 , 2 171

10 05 ,

mm N

N K

] [

10 1 , 19

Đối với bánh răng lớn: 41 ( / 2 )

u = δ

da2 = d2+2.m = 252+2.3 = 258 mmĐường kính chân răng df1 = d1-2,5m = 90-2,5 3 = 82,5 mm

df2 = d2-2,5m = 252-2,5 3 = 244,5 mm

Số răng Z1 = 30 z2 = 84

2.1.12– Tính lực tác dụng.

06 , 13 10 55 , 9 2

2 '

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh

2.2.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:

Nguyên tắc chọn vật liệu để thiết kế các bộ truyền bánh răng cho hộp giảm tốc là: Chọn vật liệu đảm bảo răng không bị gảy do quá tải đột ngột dưới tác dụng của tải trọng va đập, răng không bị tróc vì mỏi do ứng suất tiếp xúc thay đổi gây ra Dựa vào sơ đồ tải trọng và điều kiện làm việc của bộ truyền ta thấy bộ truyền không phải làm dưới tải trọng lớn và củngkhông có điều kiện gì đặc biệt Vậy mục tiêu:

Trong đó: [ δ ]Notx ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu

dài: [ δ ]Notx = 2 , 6HB (Tra bảng 3.9 sách TK-CTM)

' 6

tđ

O N

N

N

Trong đó: NO là số chu kỳ của đường cong mỏi; N O = 10 7

Ntd – số chu kỳ tương đương

- Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn:

trường hợp bánh răng chịu tải không thay đổi

n u N

i i tđ

Trong đó: n i Số vòng quay trong một phút của bánh răng

• Ứng suất uốn cho phép

Khi bánh răng làm việc hai chiều nên ứng suất đối với bánh răng chịu ứng suất thay đổi chiều là ( răng chịu thay đổi mạch động)

1 252 ]

1 210 ]

10 05 , 1 ( ) 1 (

II A

N K i

i

A

ψ δ

6 , 13 3 , 1 ) 8 , 2 455

10 05 , 1 ( ) 1 8 , 2

> A cấp nhanh

2.2.6– Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo

bánh răng:

- Vận tốc vòng của bánh răng trụ:

13 , 7 ( / )

) 1 8 , 2 (

1000 60

2920 171 14 , 3 2 ) 1 (

1000 60

2 1000 60

. 1 1

s m i

n A n

k sai số k bén nên ta không phải tính lại A

2.2.8 - Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng:

- Môđun của bánh răng được chọn theo khoảng cách trục A

2

171 2 ) 1 (

2

+

= +

=

i m

A

z ta chọn z1 = 45(răng)

- Số răng của bánh răng lớn:

126 8 , 2 45 1

2 =i z = =

z (răng) Ta chọn: Z2 = 126(răng)

- Ciều rộng bánh răng:

) ( 4 , 69 171 4 , 0

2.2.9 - Kiểm nghiệm sức bền uốn của bánh răng:

b n z m y

N K

u

.

10 1 , 19

Đối với bánh rănh lớn: y= 0 , 517

z: là số răng của bánh răng đang tính

n: số vòng quay của bánh răng đang tính

b: chiều rộng bánh răng

K: hệ số tải trọng

N: công suất của bộ truyền

=> Ứng suất tại chân răng của bánh răng nhỏ:

6

70 2920 45 2 476

,

0

532 , 13 33 , 1 10 1 ,

1 1

517 , 0

476 , 0 62 ,

2.2.10 – Kiểm nghiệm sức bền của bánh răng khi chịu quá tải đột ngột

• Ứng suất tiếp xúc khi chịu quá tải đột ngột

[ δ ]txqt = 2 , 5 [ δ ]NOTX ( ct 3.43 sách TK-CTM )

Trong đó: [ δ ]NO tx: ứng suất tiếp xúc khi bánh răng làm viêc lâu dài

Với bánh răng nhỏ: [ δ ]NOTX = 481 (N/mm2 )

δTX : ứng suất tiếp xúc tính theo công thức 3.13

n b

N K i

i

) 1 (

10 05 , 1

2

3 6

532 , 13 33 , 1 ) 1 8 , 2 ( 8 , 2 171

10 05 ,

mm N

06 , 13 33 , 1 ) 1 8 , 2 ( 8 , 2 171

10 05 ,

mm N

N K

] [

10 1 , 19

Đối với bánh răng lớn: 41 ( / 2 )

u = δ

da2 = d2+2.m = 252+2.2 = 256 mmĐường kính chân răng df1 = d1-2,5m = 90-2,5 2 = 85mm

532 , 13 10 55 , 9 2

Ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ ( đĩa dẫn) Z1=27 răng

Số răng của đĩa xích lớn ( đĩa bị dẫn ) Z2=Z1.i x=27.2=54 răng

2.3.3 Định bước xích

Để tìm bước xích t trước hết định số điều kiện sữ dụng

b c đc A

đ k k k k k

k

K = 0 . ( CT 6-6 Sách TKCTM tr 105)

Trong đó:

-k đ: Hệ số xét đến tính chất của tải trọng ngoài ,nếu tải trọng êm bằng 1

-k c: Hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền bằng 1

-k đc: Hệ số xét đến khả năng chỉnh lưu căng xích bằng 1

Thoã mãn điều kiện N < [Nt] = 19,8

Với bước xích này tra bảng 6-1 sách TKCTM ta tìm được các kích thước chủ yếu của xích ống con lăn 1 dây

- Tính số mắt xích X:

A

t Z Z t

A Z

Z

2

1 2 2

27 54 4

, 25

1016 2 2

2

.

4

u X

n Z t

Z, n là số răng và số vòng quay trong một phút của đĩa xích

[u] : Tran bảng 6-7 sách TKCTM [u] = 30

2

1 2 8 2

2 1 2

1 2

Z Z Z

Z X Z

2

27 54 8 2

54 27 121 2

54 27 122

2.3.5 Tính đường kính vòng chia đĩa xích

-Đường kính vòng chia đĩa dẫn và đĩa bị dẫn

) ( 219 8 , 218 27

180 sin

4 , 25 1

180 sin

4 , 25 1

180

sin

0 0

Lực R

n t Z

N k P

372 4 , 25 27

6 , 12 15 , 1 10

Trục thường làm bằng thép các bon hoặc thép hợp kim

Để trục có đủ điều kiện làm việc ta chọn vật liệu thép 45(thép các bon kết cấu) thường hóa Loại thép này có hàm lượng các bon 0,45%C,

có cơ tính tổng hợp lớn đảm bảo dùng để chịu các chi tiết chịu lực chịu vađập Tra bảng 3-8 sách TK-CTM ta có:

d > ( ct 7.1 TK-CTM)Trong đó: d – là đường kính trục

N – công suất truyền

n – số vòng quay trong một phút của trục

c – hệ số tính toán phụ thuộc vào [ τ ]x ứng suất xoắn cho

phép đối với đầu trục vào và trục truyền chung có thể lấy C= 120, đường kính tại mặt cát nguy hiểm lấy C= 160

- Đối với trục động cơ: 20

2920

523 , 13

120 3

d ta lấy d3 = 40 (mm)

Lấy: B= 27

(Ta lấy lên sao cho con số hàng đơn vi là 5 hoặc 10 để chọn chiều rộng ổ

bi TCVN1489-74 là một trong cách kích thước quyết định chiều dài ổ bi ,

ở đây ta đang giã thiết ổ bo đỡ một dây cỡ trung tra theo bảng 17p tr399 sách TKCTM)

• Tính gần đúng trục: (Tra bảng 7.1 sách TK-CTM)

Khe hở giửa các bánh răng a=10 mm

Chiều rộng bánh nhỏ cấp nhanh và cấp chậm b2 = 70mm

Chiều rộng bánh lớn cấp nhanh và cấp chậm b1= 65mm

Khe hở giửa bánh răng và thành trong của hộp: ∆ =10 mm

Khoảng cách giữa gối đỡ trục và điểm đặt lực của đĩa xích l1=54mm Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp l2=10 mm

Chiều cao của nắp và đầu bu lông l3= 15mm

Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay ngoài hộp:

mm

l4 = 15

Khoảng cách từ nắp ổ đến nối trục:20mm

Khoảng cách giửa các chi tiết quay: c 10= mm

Khoảng cách nối giữa hai trục đc và trục II là 10mm

• Khoảng cách giữa các gối đỡ trục và điểm đặt lực:

-Chiều dài trục cũng như khoãng cách giữa các gối đỡ trục và điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động và chiều dài may ơ của các chi tiết quay , chiều rộng ổ , khe hở cần thiết và các yếu tố khác

-Từ đường kính sơ bộ ta xách định sơ bộ gần đúng bề rộng ổ lăn :

Chiểu rộng ổ lăn trục động cơ Bđc=15mm

Do chiểu dài may ơ không được bé hơn bề rộng của các chi tiết quay lắp trên trục do đó ta lấy :

lm1=lm2=lm3=bw=70mm

( tuy bề rộng bánh răng chổ ăn khớp của bánh răng lớn ta chọn 65mm bé hơn 5mm so với bánh răng nhỏ để đảm bảo ăn khớp khi lắp ghép sao cho miền ăn khớp của bánh lớn luôn nằm trong vùng ăn khớp của bánh nhỏ , nhưng để thống nhất khoảng cách giữa các mặt tiếp xúc ta chọn bề rộng may ơ của bánh lớn bằng bánh nhỏ b1=b2=bw=70(mm)

-Trục động cơ : L1= Bđc+ 2l2+2a+b2 = 125mm

-Trục II: L3 = B2+2l2+2a+b1=137mm

-Trục I : L2= L1+L3+0,5B2+0,5Bđc=283mm

Cộng khoảng hở giữa 2 trục ta lấy L2=299mm

Khoảng cách hai trục A=171mm

29 9

10

27 10 10

65

10

20 10

• Tính trục động cơ ( cộng khớp nối)

• Các lực tác dụng

) (

358

) (

983

1

1

N P

n

y

m m

5 , 62 358

5 , 62 983

Tại 2-2 ta có:0 ≤z2 ≤x

M UY = −R By .z2

Khi z2=0

5 , 11187

mm N M

M

) ( 44257 2920

532 , 13 10 55 , 9 10

75 , 0 5 , 32692

75 ,

75 , 0 0

75 ,

m m

A

Z

62,5 62,5

B n

n

30718.75(N.mm) -1187.5(N.mm)

Hình vẽ

64.5 64,5

h h C

Z

x

D i

299

5 , 234 967 5 , 64 358

.

) 2 (

) 2 ( 3

299

5 , 234 3 , 2657 5

, 64 983

) 2 (

) 2 (

M Ux = −

) ( 35 ,

M Uy =

⇒

Tại 3-3 ta có:0 ≤z3 ≤z

M UY =R Dy .z3

Khi z3=0

) ( 2 ,

M Ux =

) (

,

2 2

mm N M

M

) ( 119581 1043

06 , 13 10 55 , 9 10

75 , 0 6 , 34044

75 ,

,

2 2

mm N M

M

) ( 119581 1043

06 , 13 10 55 , 9 10

75 , 0 132235

75 ,

M Uy =

⇒