do an chi tiet may

Lời nói đầu Hiện nay , các ngành kinh tế nói chung và ngành cơ khí nói riêng đòi hỏi kỹ s cơ khí và cán bộ kỹ thuật cơ khí đợc đào tạo ra phải có kiến thức sâu rộng , đồng thời phải biế

Lời nói đầu

Hiện nay , các ngành kinh tế nói chung và ngành cơ khí nói riêng

đòi hỏi kỹ s cơ khí và cán bộ kỹ thuật cơ khí đợc đào tạo ra phải

có kiến thức sâu rộng , đồng thời phải biết vận dụng những kiến thức đó để giải quyết những vấn đề cụ thể thờng gặp trong sản xuất , sửa chữa và sử dụng.

Mục tiêu của môn học là tạo điều kiện cho ngời học nắm vững

và vận dụng có hiệu quả các phơng pháp thiết kế , xây dựng và quản lý các quá trình chế tạo sản phẩm cơ khí về kỹ thuật sản xuất và tổ chức sản xuất nhằm đạt đợc các chỉ tiêu kinh tế kỹ thuật theo yêu cầu trong điều kiện và qui mô sản xuất cụ thể Môn học còn truyền đạt những yêu cầu về chỉ tiêu công nghệ trong quá trình thiết kế các kết cấu cơ khí để góp phần nâng cao hiệu quả chế tạo chúng.

Đồ án môn học công nghệ chế tạo máy nằm trong chơng trình

đào tạo của ngành chế tạo máy thuộc khoa cơ khí có vai trò hết sức quan trọng nhằm tạo cho sinh viên hiểu một cách sâu sắc về những vấn đề mà ngờ kỹ s gặp phải khi thiết kế một qui trình sản xuất chi tiết cơ khí.

Đợc sự giúp đỡ tận tình của các thầy giáo ,đặc biệt là thầy Nguyễn Tiền Phong đã giúp em hoàn thành tốt đồ án môn học này.

Em xin chân thành cảm ơn!

Sinh viên:

Nguyễn Minh Tân

đồ án chi tiết máy

95 , 0 1000

Gọi N: là công suất trên băng tải

Gọi Nct: là công suất cần thiết trên băng tải

Gọi η: là hiệu suất trung

7 , 2

1000 . 0 , 95

7600 1000

Trong đó ta chọn:η1= 0,94_Hiệu suất bộ truyền đai.

η2= 0,97_Hiệu suất bộ truyeenf bánh răng

η3= 0,995_Hiệu suất của một bộ truyền ổ lăn

η4= 1_Hiệu suất bộ truyền khớp nối

Vậy: η = 0,94.0,972.0,9954.1 = 0,87

Thay giá trị của η vào biểu thức (1) ta đợc

8 , 3

87 , 0

22 ,

=

ct

N (kw)

Chu ý: Ta phải chọn động cơ có công suất > Nct thực tế có nhiều

động cơ thỏa mãn điều kiện này.Ta chọn sơ bộ loại động cơ che kín

có quạt gió (bảng 2P) kí hiệu là:A02-52-4 có công suất là: 10 (kw) và

Trong đó: iđ_là tỷ số của bộ truyền đai

ibn_ là tỷ số của bộ truyền bánh răng trụ răng

4 , 32

Trên trục III là: N3 = N2 η2 η3 =7,5.0,97.0,995 = 7,2 (kw)

Số vòng quay trên các trục là:

Trên trục I là: 450

24 , 3

1460

d

dci

n

n vòng/phút

Trên trục II là: 115

9 , 3

115

2

bti

Với số vòng quay nđc= 1460 ; Công suất N = 10 (kw) , tải trọng ổn

định ta chọn đai thang là phù hợp nhất có kí hiệu là: δ

Kích thớc tiết diên đai δ = a ì h (mm)

Diên tích tiết diện F = a ì h = 17ì10.5 = 138 (mm)

Hình vẽ minh họa:

60 . 1460 . 200

14 ,

3 1000 60

1 1

LÊy theo tiªu chuÈn b¶ng (5-15) ta lÊy D2 = 630 (mm)

Sè vßng quay thùc n2 cña trôc bi dÉn lµ

454

630

200 1460 ).

02 , 0 1 ( )

1

2

1 1

D D n

D D

A

L

4

2 2

630 4

2 ) 200 630

( 2

) 200 630

( 14 , 3 630

1000 5 , 8

2650

3 , 15 1000

( 8 ) 200 630

( 14 , 3 2650 2 )

200 630

( 14 , 3 2650

− +

Vậy khoảng cách A chọn là thỏa mãn

Khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai

Amin = A- 0,015.L = 637- 0,015.2650 = 597 (mm)Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng

Amax = A+ 0,03.L = 637+ 0,03.2650 = 717 (mm)7)

180 57

Hệ số ảnh hởng của vận tốc theo bảng (5-19) chọn cv = 0,94 (vì V= 15,3 m/s).

Tính số đai theo công thức (5-22) ta có:

Z ≥ [ ] 15 , 3 1 , 74 0 , 9 0 , 89 0 , 94 138 3 , 0005

3 , 8 1000

1000

Định các kích th ớc chủ yếu của bánh đai.

Tính chiều rộng bánh đai theo công thức (5-23) ta có:

B = (Z - 1).t + 2 s

Trong đó B là chiều rộng bánh đai

Ngoài ra tra theo bảng (10-3) ta có t = 20; s = 12,5

10) Tính lực căng ban đầu So và lực tác dụng lên trục.

Theo công thức (5-25) ta có lực căng ban đầu là:

So = δο.F

Với F là mặt cắt ngang của đai F = 138 (mm2)

δο là ứng suất căng ban đầu : δο= 1,2 (N/mm2)

Thiết kế bộ truyền trong hộp_bộ truyền bánh răng.

Có HB = 190 , phôi rèn (giả sử đờng kính phôi duới mm).

Trong đó n2 = 115 là số vòng quay trong 1 phút của bánh răng lớn

u là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng nên u = 1

T là tổng số giờ làm việc :T = 16000 (giờ)

Vì : N1= 43.107; N2 = 11.107> No = 107 (số chu kì cơ sở của ờng cong mỏi tiếp xúc và đờng cong mỏi uốn nên bánh răng nhỏ và banh răng lớn nên ta có thể lấy:

−Giới hạn mỏi của bánh răng nhỏ thép 45 là:

Theo ghi chú của công thức (3-5) và (3-6) (trang 42 sách thiết kế chi tiết máy) ta có:

δ-1 = (0,4ữ0,45) δb1 (thép 45 của bánh răng nhỏ)

δ-1 = 0.43.600 = 258 (N/mm2)

6 , 1 4 , 1

1

0

1

nK

N

K nK

N Ko

258 5 , 1

206 5 ,

1

u

δ (N/mm2) 3)

Chọn sơ bộ hệ số tải trọng.

Theo sách thiết kế chi tiét máy trang 44 ta có K = 1,3ữ1,5 Trị số nhỏ dùng cho các bộ truyền chế tạo bằng vật liệu có khả năng mòn ,các ổ

bi bố trí đối xứng so với bánh răng hoặc bộ truyền có vận tốc thấp

6

.

.

i A

A bn

3 , 0

8 , 7 3 , 1 9 , 3 416

10 05 , 1 ).

1 9 , 3

.

1 1000

60

2 1000

60

1 1

n A n

d

(m/s)

2 , 4

) 1 9 , 3 (

1000 60

450 244 14 , 3

7) Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A.

Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của các bánh răng HB < 350 nên theo công thức (3-19) ta có

i

ψ ψ

−Theo công thức (3-24) ta tính đợc số răng bánh dẫn (bánh nhỏ) là:

) 1 9 , 3 ( 3

245 2 1

2

) (

.

+

= +

=

bni m

.

8 , 7 2 , 1 10 1 , 19

451 , 0 40

2

1 1

yu

10) Kiểm nghiệm sức bền răng khi chịu đột ngột.

−Theo công thức (3-43) ta có ứng suất cho phép khi quá tải:

[ ] δ txqt = 2 , 5.[ ] δ tx

Trong đó: [ ] δ txqt là ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép

[ ]δ tx là ứng suất tiếp xúc cho phép

3 6

.

)

(

1 10

05 , 1

n b

N K i

i A

bn

bn txqt

+

= δ

Víi K0 = 1,8 lµ hÖ sè tËp trung øng suÊt ë ch©n r¨ng qu¸ t¶i

115 75

8 , 7 8 , 1 ) 1 9 , 3 ( 9 , 3 245

10 05 ,

N

Ku

.

= δ

+§èi víi b¸nh nhá:

40 1 , 8 72

0 1

Vậy 3340

99 450

8 , 7 10 55 , 9 2 10

55 , 9

1 1

1

6 1

N

3340 20 1216

0 1

Trong đó n3 = 45 là số vòng quay trong 1 phút của bánh răng lớn

u là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng nên u = 1

T là tổng số giờ làm việc :T = 16000 (giờ)

Vì : N1= 11.107; N2 = 4,3.107> No = 107 (số chu kì cơ sở của ờng cong mỏi tiếp xúc và đờng cong mỏi uốn nên bánh răng nhỏ và banh răng lớn nên ta có thể lấy:

Để định ứng suất uốn cho phép ta lấy hệ số an toàn n = 1,5 (trang 42sách thiết kế chi tiết máy) và hệ số tập trung ứng suất ở chân răng Ko

= 1,8 (tang 44 sách thiết kế chi tiết máy) (vì phôi rèn và thép thờng hóa)

−Giới hạn mỏi của bánh răng nhỏ thép 45 là:

Theo ghi chú của công thức (3-5) và (3-6) (trang 42 sách thiết kế chi tiết máy) ta có:

6 , 1 4 , 1

1

0

1

nK

N

K nK

N Ko

206 5 ,

1

u

δ (N/mm2) 3)

Chọn sơ bộ hệ số tải trọng.

Theo sách thiết kế chi tiét máy trang 44 ta có K = 1,3ữ1,5 Trị số nhỏ dùng cho các bộ truyền chế tạo bằng vật liệu có khả năng mòn ,các ổ

bi bố trí đối xứng so với bánh răng hoặc bộ truyền có vận tốc thấp

6

'.

.

.

).

1 (

n

N

K i

i A

A bt

3

6

267 45

25 , 1 4 , 0

5 , 7 3 , 1 6 , 2 416

10 05 , 1 ).

1 6 , 2

1 1000

60

±

=

bti

n A

(m/s)

0 , 9

) 1 6 , 2 (

1000 60

115 267 14 , 3 2

= +

=

Theo bảng (3-11) ta chọn cấp chính xác để chế tạo bánh răng là cấp

9

7) Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A.

Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của các bánh răng HB < 350 nên theo công thức (3-19) ta có

0 2

Sơ bộ chọn góc nghiêng β = 100 nên Cosβ = 0,985

TÝnh sè r¨ng cña hai b¸nh theo c«ng thøc (3-24) ta cã:

4

985 , 0 270 2

133 1

+

= +

=

bt

ti

.

).

( 2

2

1 +

= β

37

3

1 1

96

3

2 2

−KiÓm nghiÖm søc bÒn uèn t¹i ch©n r¨ng:

Theo c«ng thøc (3-34) ta cã:

u [ ]u

b n Z m y

N

K

δ θ

"

.

.

2

6

10 1 ,

5 , 7 2 , 1 10 1 , 19

444 , 0 36

2

1 1

y

yu

Vậy : δu2 = 31 < [ ] δ u2 = 115 (N/mm) nên nó thỏa mãn

10) Kiểm nghiệm sức bền răng khi chịu đột ngột.

−Theo công thức (3-43) ta có ứng suất cho phép khi quá tải:

[ ] δ txqt = 2 , 5.[ ] δ tx

Trong đó: [ ] δ txqt là ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép

[ ]δ tx là ứng suất tiếp xúc cho phép

)

(

3 0

3

10 05 ,

1

θ

δ

n b

N K i

i A

bt

bt txqt

5 , 7 8 , 1 ) 1 6 , 2 ( 6 , 2 270

10 05 ,

θ

δ

b n Z m y

37 4

1 1

96 4

2 1

, 150 2

25 , 150 450

5 , 7 10 55 , 9 2 10

55 , 9 2

6

1 2

20

1 1

tg tg

P P

Chän vËt liÖu chÕ t¹o trôc.

Chän vËt liÖu chÕ t¹o trôc lµ thÐp 45 nhiÖt luyÖn cã δb = 600

.3

i

i i

n

N c

d ≥

Trong đó di là đờng kính trục i (mm)

Ni là công suất truyền trên trục i (kw)

ni là số vòng quay trong 1 phút của trục i (vòng/phút)

c là hệ số tính toán đối với thép 45 khi tính đờng kính

đầu trục vào của hộp giảm tốc và trục truyền chung có thể lấy [ τ ]x = 20ữ35 (N/mm)

Trong đó[ τ ]x là ứng suất xoắn cho phép và c là hệ số tính toán phụ thuộc [ τ ]x.

Đối với thép 45 ta có thể lấy :c = (110ữ130) Trong trờng hợp này ta lấy :c = 120

*Đối với trục I

1203

Để chuẩn bị cho bớc tính gần đúng ,trong 3 trị số d1, d2, d3 ,ở trên ta

có thể lấy trị số d2 = 48 (mm) để chọn loại ổ bi cỡ trung bình tra bảng 14P ta có đợc chiều rộng của ổ B = 25 (mm)

b)

Tính gần đúng trục.

Theo bảng (7-1) ta chọn quan hệ kích thớc giữa các yếu tố của hộp

−Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp là:

−Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp:

D ≥ 1,2.∆ :với ∆ là chiều dày của thân hộp có thể lấy ∆ =

−Chiều cao của lắp và đầu bu lông.

Với l3 = (15ữ20) (mm) ,ta lấy l3 = 18 (mm)

−Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiêt quay ngoài hộp là:

−Khoảng cách từ nắp ổ đến nối trục hoặc ly hợp : l6 tùy thuộc khớp nối,

điều kiện tháo lắp, đóng mở

−Khe hở giữa trục và bánh răng:l7 = 20 (mm)

−Khoảng cách giữa gối đỡ trục và điểm đặt lực của bánh đai tác dụnglên trục:

2

19 18

15 2

6 , 45 2

1 3

4

5 1

l l

72 2

2 3

4

5 1

l l

l

25 ,

98 2

33 18

15 2

5 , 97 2

2 3

4

5 1

l l

−Đờng kính khớp nối tra sơ bộ theo mô men xoắn là: 250 (mm)

Một nửa đờng kính ngoài cùng bánh đai bị dẫn + đờng kính khớp nối là:

( 640 250 ) 445

2

1

= +

VËy tæng kho¶ng c¸ch trôc A = 513 > 445 vËy b¸nh ®ai vµ khíp nèi kh«ng va vµo nhau nªn nã lµm viÖc tèt

2 2

12 2

19 2

2

1 2

1

1 = B + l + ∆ + b = + + + =

5 , 65 1413 69

1216

1 1

1

−

= +

−

= +

−

=

c b

a R P

69 3340

1 1

1

1.

= +

= +

=

c b

b P

−Tính đờng kính trục ở hai tiết diện (n-n) và (m-m)

+Tính đờng kính trục ở tiết diện (n-n)

Mtd = Mu2 + 0 , 75 Mx2 = 929042 + 0 , 75 1655342 = 170828 (N.mm)Theo bảng (7-2) ta chọn [δ] = 55 (N/mm2)

Theo công thức (7-3) ta có:

[ ]

3

1 ,

0 tdδ

M

d ≥

⇒ 31 , 4

55 1 , 0

170828

3 )

+Tính đờng kính trục ở tiết diện (m-m)

Mtd = Mu2 + 0 , 75 Mx2 = 1542012 + 0 , 75 1655342 = 201545 (N.mm)Theo công thức (7-3) ta có:

[ ]

3

1 ,

201545

3 )

Đờng kính ở tiết diện (n-n) lấy bằng 35 (mm) (ngõng trục lắp ổ) và

đờng kính tại tiết diện (m-m) lấy bằng 38 (mm) lớn hơn giá trị tính dợc vì trục có rãnh then

x

M (N.mm)

12 2

25 2

2

2 2

110 2

2

1 2

75 2

2 2

.(

3 2

2 2 2

− +

+

=

2 2 2

2 3

1 3 2

1

2

c b a

a P

d P b

5 , 104 5

, 89

5 , 89

2440 2

25 , 150 1385 )

5 , 104 5

, 89 (

1216

= +

+

− +

, 89

) 5 , 104 5

, 89 ( 3340 5

, 89 7985

2 2 2

2 2 2 2

= +

+

+ +

= +

+

+ +

=

c b a

b a P a

P

RCx = P3 + P2 − RDx = 7985 + 3340 − 5122 = 6203 (N)

−TÝnh m« men uèn ë tiÕt diÖn nguy hiÓm:

+ë tiÕt diÖn (e-e):

−Tính đờng kính trục ở hai tiết diện (e-e) và (i-i)

+Tính đờng kính trục ở tiết diện (e-e)

788531

3 )

[ ]

3

1 ,

654230

3 )

ở 2 đoạn trục đều có làm rãnh then để cố định bánh răng theo

ph-ơng tiếp tuyến vì vậy đờng kính trục lấy lớn hơn so với tính toán 1 chút

Ta lấy đờng kính trục tại tiêt diện (e-e) là: d(e−e) = 58 (mm).

Ta lấy đờng kính trục tại tiêt diện (i-i) là: d(i−i) = 55 (mm).

Ta lấy đờng kính lắp ổ lăn d = 45 (mm) những trị số ở trên chọn phù hợp với tiêu chuẩn

Sơ đồ trục III.

*TÝnh lùc t¸c dông lªn trôc III:

Ta cã: 1528000

45

2 , 7 10 55 ,

12 2

33 2

2

2 2

12 2

110 2

3 2

1 2

2

l b

2 4 3

4

2

.

b a

d P a

, 180 5

, 93

2

85 , 389 1385 5

, 93

2440

= +

, 93

5 , 93 7985

3 3

4

4.

= +

= +

=

b a

a P

REx = P4 − RFx = 7985 − 2725 = 5260 (N)

−TÝnh m« men uèn ë tiÕt diÖn nguy hiÓm:

+ë tiÕt diÖn (e-e):

3 )

Với những kích thớc chủ yếu đã tìm đợc chúng ta tiến hành vẽ cấu tạo các trục sau đó kiểm nghiệm hệ số an toàn của trục

c)

Tính chính xác trục

Tính chính xác trục nên tiến hành cho nhiều tiết diện chụi tải lớn có ứng suât tập chung trong phạn vi.Kiểm tra hệ số an toàn của trục ở những tiết diện nguy hiểm

−Tính hệ số an toàn theo công thức (7-3) ta có:

2. 2

τ δ

τ δ

n n

n n n

+

= (N/mm2)

Trong đó nδ là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất cho phép

nτ là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp

n là hệ số an toàn.

δ δ

Theo công thức (7-6) ta có:

aK

n

δ β ε

δδ

δ

δ

.

Theo công thức (7-7) ta có:

m a

K

n

τ ψ

τ β ε

τ

τ τ

τ

τ

.

.

1

+

(N/mm2)

Giới hạn mỏi và xoắn (δ−1, τ−1) ứng với một chu kì đối xứng

Trong đó δavà τalà biên độ ứng suất pháp và ứng suất tiếp sinh ra trong tiết diện của trục

w là mô men cản uốn của tiết diện

w0 là mô men cản xoắn của tiết diện

Kδ vàKτ là hệ số tập chung ứng suất thực tế khi uốn, khi xoắn

−Tại tiết diện (n-n):

Đờng kính trục : d = 35 (mm) tra theo bảng (7-3b) ta chọn đợc :

w = 3660 (mm3)

w0 = 7870 (mm3)

Và b ì h = 10 ì 8 Trong đó b là chiều rộng rãnh then

h là chiều cao rãnh then

Giới hạn mỏi uốn là:

10 , 5

7870 2

165534

63 , 1

=

=δ

δε

K

2

75 , 0

5 , 1

=

=τ

τε

K

Khi tíh về xoắn theo công thức :

δ τ

τ

ε ε

K K

25

1

6 , 2

270

.

aK

n

δ β ε

δδ

1

96 , 1

150

.

K

n

τ ψ τ

β ε

τ

τ τ

1 , 7 2 , 4

2 2

2 2

= +

n n

n n n

τ δ

τ δ

(N/mm2)

nên nó thỏa mãn

Trong đó [ ] n là hệ số an toàn cho phép

Vậy tại tiêt diên (n-n) đảm bảo độ an toàn cho phép

−Tại tiết diện (m-m):

Đờng kính trục : d = 38 (mm) tra theo bảng (7-3b) ta chọn đợc :

w = 4660 (mm3)

w0 = 10040 (mm3)

Và b ì h = 12 ì 8 Trong đó b là chiều rộng rãnh then

h là chiều cao rãnh then

Giới hạn mỏi uốn là:

8 , 5

10040

2

165534

63 , 1

=

=δ

δε

K

2 , 05

73 , 0

5 , 1

=

=τ

τε

δ τ

τ

ε ε

K K

33

1

7 , 2

270

.

aK

n

δ β ε

δδ

1

02 , 2

150

.

K

n

τ ψ τ

β ε

τ

τ τ

τ τ

(N/mm2)

2 , 8 [ ] ( 1 , 5 2 , 5 )

8 , 8 3

8 , 8 3

2 2

2 2

= +

n n

n n n

τ δ

τ δ

(N/mm2) nên

nó thỏa mãn

Trong đó [ ] n là hệ số an toàn cho phép

Vậy tại tiêt diên (m-m) đảm bảo độ an toàn cho phép

*Tính cho trục II:

−Tại tiết diện (e-e):

Đờng kính trục : d = 58 (mm) tra theo bảng (7-3b) ta chọn đợc :

w = 16810 (mm3)

w0 = 36000 (mm3)

Và b ì h = 18 ì 11 Trong đó b là chiều rộng rãnh then

h là chiều cao rãnh then

Giới hạn mỏi uốn là:

8 , 7

36000

2

622826

63 , 1

=

=δ

δε

K

2 , 2

67 , 0

5 , 1

=

=τ

τε

δ τ

τ

ε ε

K K

34

1

2 , 3

270

.

aK

n

δ β ε

δδ δ

δ

(N/mm2)

7 , 8 05 , 0 7 , 8

1

2 , 2

150

.

K

n

τ ψ

τ β ε

τ

τ τ

7 , 7 5 , 2

2 2

2 2

= +

n n

n n n

τδ

τδ

(N/mm2)

nên nó thỏa mãn

Trong đó [ ] n là hệ số an toàn cho phép

Vậy tại tiêt diên (e-e) đảm bảo độ an toàn cho phép

−Tại tiết diện (i-i):

Đờng kính trục : d = 55 (mm) tra theo bảng (7-3b) ta chọn đợc :

w = 145151 (mm3)

w0 = 30800 (mm3)

Và b ì h = 18 ì 11 Trong đó b là chiều rộng rãnh then

h là chiều cao rãnh then

Giới hạn mỏi uốn là:

δ−1 = 0 , 45 δb = 0 , 45 600 = 270 (N/mm2)