ĐỒ án CHI TIẾT máy

Thiết kế trục ➣Tải trọng chủ yếu tác dụng lên trục là moment xoắn và các lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền bánh răng, lực căng đai, lực căng xích, lực lệch tâm do sự không đồng tr

ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP

CHI TIẾT MÁY

CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1 Tính toán sơ bộ và chọn động cơ.

- Xác định công suất xích tải:

kW V

,

1

83 , 5 5 , 7

dn

k dn

T

kW P

p

V

9 110

95 , 0 1000 60

1000

025 , 9 78

,



16 , 3 2

n n

u

u

n

cn đ

ct

p

p1  

ol br

Theo bảng 4.13/59 chọn đường kính bánh đai nhỏ d 1 = 150mm.

bt=14, b=17, h=10,5, yo=4, diện tích mặt cắt ngangA=138 mm2

Tỉ số truyền thực tế.

06 , 3 ) 02 , 0 1 (

150

450 )

% 100

l

4

) (

) (

4

) 150 450 ( ) 450 150 (

14 , 3 5

Theo bảng 4.13 chọn chiều dài tiêu chuẩn: L = 2000mm = 2m

Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây theo (4.15/60)

s l

a

52 , 1057 )

150 450 (

5 ,

) 150 450 ( 2

Z

.

1

3

35 , 1 57 ,

K P

.

780 0

Trong đó : F v q m .V2 Với q m  0 , 178kg m

38

,

11

35 , 1 05 ,

N Z

2

146 sin(

5 32

Tên thép Thép 45 (tôi cải thiện) Thép 45 (tôi cải thiện)

Thời hạn sử dụng 33600 giờ

2 Xác định sơ bộ các ứng suất cho phép:

Theo bảng 6.2/94 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn

HB 241…285

70 2



MPa HB



MPa HB

H0 2 2 70 2 230 70 530

2 lim     



MPa HB

, 2

01  30 245  1 , 6 10

H

N

7 4

, 2

max ) (

.



i

i i

HE

t

t T

T t

u

n C N

1 2

NHE2 = 60.1.152,8.33600.(13.0,615+0,853.0,384)

= 262409385,1 > NHO2

KHL2 = 1

Suy ra NHE1 > NHO1 do đó KHL1= 1

Như vậy theo (6.1a/93) sơ bộ xác định được

 

H

HL H

1

1

2

 H H H

max ) (

60   



NFE2 = 60.1.152,8.33600.(16.0,615+0,856.0,384)

FL FC F

75 , 1

1 1 441

0

1 1 414

1 1

1

.

).

1 (

ba H

H w

u

K T u

114 , 1 77 , 217134 )

1 16

5 , 2

9848 , 0 181 2 ) 1 (

cos 2

  0,9737

181 2

107 34 5 , 2

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Theo 6.33/105 ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

1 2

w w

H H

M

H

d u b

u K T Z

88 , 16 sin 5 , 43

107

1 34

1 2 , 3

d

60000

483 292 , 87 60000

1

1    



Với v = 2,207 m/s Theo bảng 6.13/106 dùng cấp chính xác 9 Theo bảng 6.14/107 với cấp chính xác 9, nội suy ta được:

181 207

, 2 73 002 , 0

2

292 , 87 3 , 54 440 , 2 1 2

w w H Hv

K K T

d b v

K

Theo (6.39/106),

285 , 1 021 , 1 13 , 1 114 ,

1 147 , 3 285 , 1 77 , 217134 2

764 , 0 976

Y Y Y K

T

w w

F F

181 207 , 2 73 016 , 0

127 , 1 37 , 1 231 , 1 77 , 217134

2

292 , 87 3 , 54 60 , 19 1

w w F

d b v

K

Do đó: K F  K F K F K Fv  1 , 231  1 , 37  1 , 127  1 , 9

709 , 1

1 1 709

, 0

Tương tự tính được F2 241 , 7MPa

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên:

5 , 2 232 , 96 3 , 54

7 , 3 960 , 0 585 , 0 9 , 1 77 , 217134

e/ Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Theo (6.48/110) với Kqt = max  0 85

g/ Các thông số và kích thước bộ truyền

2 1

2

.

).

1 (

ba H

H a

w

u

K T u

0529 , 1 652500 ).

1 64 , 2 (

5 , 2

250 2 )

Do đó a w m Z Z 247 , 5mm

2

) 144 54 ( 5 , 2 2

) ( 1 2

250 ) (

1 1000 100

Theo bảng 6.10°/110 tra được Kx = 0,840

Do đó theo (6.24/100) hệ số giảm đỉnh răng

166 , 0 1000

) 144 54 ( 840 , 0

1 54 144 66 , 1 5 , 0 5

Z

y Z Z X

533

,

21

9302 , 0 250

2

20 cos 5 , 2 ) 54 144 ( 2

1

2

w m w

m H H

M H

d u b

u K T Z

Z



Với bánh răng thẳng, dùng (6.36a/105) để tính Z

    0,856

3

798 , 1 4 3

1 54

1 2 , 3 88 , 1

1 1 2 , 3 88 , 1

2 1

250 2 1

d

60000

8 , 152 36 , 136 14 , 3 60000

250 088

, 1 73 006 , 0 2

H

u

a v

g

V 

Trong đó, theo bảng (6.15/107), H  0 , 006

049 , 1 1 0529 , 1 652500

2

36 , 136 100

w w H Hv

K K T

d b V

K

Với

100 250 4 ,

w

w ba

a b

1 66 , 2 1 , 1 652500 2

856 , 0 711

, do đó ZR = 0,9; với da < 700mm, KxH = 1 do đó theo (6.1) và (6.1a/93)

   H  H Z vZ RK xH  418 , 8  1 , 09  1  433 , 6MPa

Như vậy  H  H

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo (6.43/108)

m d b

Y Y Y K

T

w w

F F

250 088 , 1 73 011 , 0

2

36 , 136 100 469 , 8 1 2

w w F Fv

K K T

d b v

K

Do đó: K F K F K F K Fv  1 , 0858 1 , 37 1 , 064  1 , 582

798 , 1

1 1 798

, 0

Tương tự tính được  F2  241 , 7MPa

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên:

 F MPa

5 , 2 36 , 136 100

52 , 3 974 , 0 556 , 0 582 , 1 652500

e/ Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Theo (6.48/110) với Kqt = max  0 85

CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

I Thiết kế trục

➣Tải trọng chủ yếu tác dụng lên trục là moment xoắn và các lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền bánh răng, lực căng đai, lực căng xích, lực lệch tâm do sự không đồng trục khi lắp hai nửa khớp nối di động

1 Chọn vật liệu chế tạo

Thép 45 toi cải thiện , có b  800MPa, ứng suất xoắn cho phép

    15 30MPa

2 Xác định sơ bộ đường kính trục

➣ k1 = 12: là khoảng cách từ chi tiết quay đến thành trong của hộp giảm tốc hoặc khoảng cách giửa các chi tiết quay.

➣ k2 = 10: là khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

➣ k3 = 15: là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

➣ hn = 18: là chiều cao nắp ỏ và đầu bulông.

3 Xác định các kích thước sơ bộ trên các trục và giữa các ổ lăn.

Suy ra:

N F

F

N F

sin 8 , 2235 sin

9 , 2100 20

cos 8 , 2235 cos

Với lực vòng:

N d

218483 2

12 12

) 79 , 23 ( 8

R

R R F F

x

Bx rx x

Ax

Bx A rx

2 , 696 5 , 6410 9

, 2100

8

,

5005

0 0

Tính đường kính ngỗng trục tại các tiết diện.

1 2

2 M 0 , 75 T M

2 M 0 , 75 T

M

M B  Bx By 

2 2

2

2 1 2

2 1 2

2 1

, 0 114176 6

,

225009

75 , 0

Nmm

T My

5 , 315383 1

,

3 2

2 1 2

2

189212 218483

75

,

0

75 , 0

Nmm

T M

189212 1

F

N F

F

N F

2 , 2266

8 , 5005

285697 1

N d

T

F

F cb cq

9570 36

, 136

652500 2

2

2

2

22 22 22

22 22

r

F    

0

0 22

) 63 , 3 cos(

) 31 , 20 ( 9570

F F

m

Fy

Z Fy

y y

9 , 1169 164 2 , 2266

0 152

239

164 75

Tính đường kính ngỗng trục tại các tiết diện.

Tại E: ME = 0 => dE = 0

Tại bánh răng 2-2

Nmm

T M

75 , 0 610335 5

,

185062

75 , 0

2 2

2

2 2 2

22 2

8 , 852099 1

,

3 2 22

75 , 0 482850 5

,

88927

75 , 0

2 2

2

2 2 23

3 , 748578 1

,

3 2 33

F

N F

F R

m

Hy

Y Hy

x

G

4 , 1113 239

75 3548

0 75

239

R

R

R F R

y

Y Hy

Gy

Hy y

Gy

6 , 2434 3584

4 , 1113

0 0

m

x

Hx

Hx x

y

G

3003 239

75 9570 239

75

0 239 75 0

N R

F

R

R R F

x

Hx x

Gx

Hx Gx x

6567 3003

9570

0 0

Tính đường kính ngỗng trục tại các tiết diện.

Tại G:

Nmm

T M

M

1296537 1497112

75

,

0

75 , 0

2

2 3 2

1296537 1

M

1398903

1497112 75

, 0 492525 182595

75 , 0

2 2

2

2 3 2

32 2

1398903 1

,

3 3 22

II Tính toán chọn then

Ta chọn then bằng theo TCVN cho tất cả các mối ghép then

Chọn tiết diện, rảnh then, chiều dài then theo TCVN 2261-77.( tra bảng 9.1a/173)

Điều kiện bền dập trên 2 mặt của then khi làm việc được tính theocông thức(9.1/173)

t

d

t h

Điều kiện bền cắt của then:(9.2/173)

Moment xoắn cần truyền: T3 = 1497112 Nmm

Ta lắp 2 then lệch nhau 1800 mỗi then chịu 0,75.T3=1122834 Nmm

m a

 biên độ ứng suất xoắn

Do trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:

0

max

2

j

j

j j

j

d

t d t b d

W

d

t d t b d

2 16

2 1 1

3

2 1 1

j

j

j j

j

d

t d t b

d

W

d

t d t b d

W

2 1 1

3

2 1 1

) (

2

2 M Nmm M

Tổng phản lực tác dụng tại gối đỡ A:

N R

R

R A Ax2  Ay2  696 , 2 2  1029 , 6 2  1242 , 8

Tổng phản lực tác dụng tại gối đỡ B:

Xét tỉ số: 0 , 941

8 , 1242

9 ,

Do vậy ta chọn ổ cho trục I là ổ bi đỡ chặn, để thuận tiện cho việc

lắp ráp và sửa chữa, ta chọn 2 ổ trên trục I cùng loại ổ bi.,tra bảng phụ lục 212/263

Với d = 35 mm cấp chính xác 0 và cỡ nặng hẹp, ta chọn theo tiêu chuẩn GOST 831-75 :

a Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Khả năng tải của ổ được tính theo công thức:

Q: tải trọng động quy ước

L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

m: bậc đường cong mỏi

483 60 33600 10

Với ổ vòng trong quay: V = 1

Kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ

Do nhiệt của hộp t < 1000C nên Kt = 1

Để xác định Fa,Fr ta dựa vào sơ đồ sau:

, 0 33700

Với i là dãy số con lăn trong ổ bi: i = 1

C0 là khả năng tải tỉnh của ổ C 0 = 33700 N

079 , 0 33700

216 , 2694

, 0 8 , 6414

.

1

216 , 2694

, 0 33700

=> XB = 0,45; YB = 1,46

37 , 0 176

, 2 8 , 1242

.

1

216 , 2694



Cx rA

N

45400

C

24 , 63581 973,728

=> vậy ổ bi đỡ chặn trên trục I chưa thỏa mãn khả năng tải động

Để đảm bảo tuổi thọ cho ổ lăn cũng như khả năng tải động của ổ ta chiathời gian làm việc của ổ cho 2:

16800 2

N

45400

C

43458 486,864

Vậy ổ bi trên trục 1 thòa mãn khả năng tải động

Tính lại tuổi thọ của ổ bi:

1 , 10178 )

22 , 6820

45400 (

b kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh.

Để tránh biến dạng dư, hoặc dính bề mặt tiếp xúc, thì ổ được chọncần phải thỏa mãn điều kiện: Q0 C0 (11.18/221)

C0: khả năng tải tỉnh của ổ

Q0: tải trọng tĩnh quy ước

2 Tính ổ cho trục II.

Các lực tác dụng lên trục II:

Phản lực tại gối đỡ: REx = 8137,8N; REy = 2467,5N

RFx = 6438N; RFy = 1185,7NLực dọc trục Fa2 = FZ23 = 1169,9 N

Tổng phản lực tác dụng tại gối đỡ E:

N R

R

R E  Ex2  Ey2  8137 , 8 2  2467 , 5 2  8503 , 6

Tổng phản lực tác dụng tại gối đỡ F:

N R

R

R F  Fx2  Fy2  6438 2  1185 , 7 2  6546 , 2

Ta chọn ổ bi đỡ chặn cho trục II, để thuận tiện cho việc lắp ráp và

sửa chữa, ta chọn 2 ổ trên trục II cùng loại ổ bi

Với d = 50 mm cấp chính xác 0 và cỡ trung hẹp, ta chọn:

Ký hiệu ổ: 4310; C = 56300 N; C 0 = 44800 N;   12 0

a Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Khả năng tải của ổ được tính theo công thức:

C Q m L C

d   

Q: tải trọng động quy ước

L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

m: bậc đường cong mỏi

Với ổ bi: m = 3

Mặt khác Lh là thời gian tuổi thọ của ổ bi tính bằng thời gian phục

vụ của hộp giảm tốc: Lh = 300.7.16 = 33600 (giờ)

10 6

) (

04 , 308 10

1528 60 33600 10

Với ổ vòng trong quay: V = 1

Kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ

Do nhiệt của hộp t < 1000C nên Kt = 1

K d :hệ số kể đến đặc tính của tải trọng K d  1 (theo 11.3/215 tải trọng va đập nhẹ không đáng kể)

F , F: tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm tính toán

Để xác định Fa,Fr ta dựa vào sơ đồ sau:

Sơ đồ tính lực hướng tâm và dọc trục tác dụng lên ổ

, 0 44800

, 0 44800

Với i là dãy số con lăn trong ổ bi: i = 1

C0 là khả năng tải tỉnh của ổ C 0 = 44800 N

09 , 0 44800

728 , 4081

 để so sánh với ecx từ đó rút ra X,Y

41 , 0 48

, 0 6 , 8503

.

1

728 ,





Cx rE

, 0 2 , 6546

728 ,





Cx rF

3 , 68949 308,04

Vậy ổ bi đỡ chặn trên trục 2 chưa đảm bảo khả năng tải động

Để đảm bảo tuổi thọ cho ổ lăn cũng như khả năng tải động của ổ ta tăng

b kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh.

Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt tiếp xúc, thì ổ được chọn cần phải thỏa mãn điều kiện: Q0 C0

C0: khả năng tải tỉnh của ổ

Q0: tải trọng tĩnh quy ước

Tổng phản lực tác dụng tại gối đỡ G:

N R

R

R G Gx2  Gy2  6 567 2  2434 , 6 2  7003 , 76

Tổng phản lực tác dụng tại gối đỡ H:

N R

R

R F  Hx2  Hy2  3003 2  1113 , 4 2  3202 , 75

Do không có lực dọc trục nên ta chọn ổ cho trục III là ổ bi đỡ, để thuận tiện cho việc lắp ráp và sửa chữa, ta chọn 2 ổ trên trục III cùng loại ổ bi.Tra bảng phụ lục 27/254:

Với d = 60 mm cấp chính xác 0 và cỡ nặng hẹp, ta chọn:

Ký hiệu ổ: 412

C = 85600 N

C 0 = 71400 N

b Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Khả năng tải của ổ được tính theo công thức:

C Q m L C

d   

Q: tải trọng động quy ước

L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

m: bậc đường cong mỏi

06 , 116 10

57 , 57 60

Với ổ vòng trong quay: V = 1

Kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ

Do nhiệt của hộp t < 1000C nên Kt = 1

K d :hệ số kể đến đặc tính của tải trọng K d  1 (tải trọng va đập nhẹ không đáng kể)

Fa, Fr: tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm tính toán

Để xác định Fa,Fr ta dựa vào sơ đồ sau:

Sơ đồ tính lực hướng tâm và dọc trục tác dụng lên ổ

2 , 34163 116,06

=> Ổ bi đỡ trên trục III thỏa mãn khả năng tải động

b Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh.

Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt tiếp xúc, thì ổ được chọn cần phải thỏa mãn điều kiện: Q0 C0

C0: khả năng tải tỉnh của ổ

Q0: tải trọng tĩnh quy ước

1 Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc.

Các kích thướt cơ bản được trình bày ở bảng sau:

Chiều dày: Thân hộp, 

s m a

1 , 8 9 9 , 0 9 , 0

/ 6 9 3 200 03 , 0 3 03 , 0

Gân tăng cứng: Chiều dày, e

Chiều dày bích thân hộp, S 3

3  



D 3 = D + 4,4.d 4 = 100 + 4,4 9 =108 mm

h: phụ thuộc vào lổ bulông và kích thước mặt

tựa định theo kết cấu

Khe hở giửa các chi tiết:

Giữa bánh răng và thành trong hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

mm

mm mm

9

45 5

3

10 2

, 1 1

2

1 1

6 lô Ø3

D = 8mm, c = 1,2 mm, l =( 16160)mm

c Cửa thăm.

Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và

để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy

bằng nắp Trên nắp có thể lắp thêm nút thông hơi Chọn kích thước cửa

R

L m

g Vòng chắn dầu:

Vòng gồm 3 rảnh tiết diện tam giác có góc ở đỉnh là 600 Khoảng cách giữa các đỉnh là 3mm Vòng cách mép trong thành hộp khoảng (0,51)mm Khe hở giữa vỏ với mặt ngoài của vòng ren là 0,4mm.

Lấy chiều sâu ngâm dầu khoảng ¼ bán kính của bánh răng cấp chậm

➢Bôi trơn hộp giảm tốc: để giảm bớt mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn bánh răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc Vì vận tốc vòng V < 12 m/s =>ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu chứa trong hộp Lấy chiều sâu ngâm dầu bằng 1/6 bán kính bánh răng cấp nhanh, còn bánh răng cấp chậm là khoảng ¼ bán kính

➢Dầu bôi trơn: dựa vào bảng 18-11 (bánh răng làm bằng thép C45, 1 850MPa) Chọn dầu công nghiệp 45, lượng dầu bôi trơn thườngkhoảng 0,4-0,8 lít cho 1kW công suất truyền

➢Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp: để lắp bánh răng lên trục ta dùng, mối ghép then và chọn kiểu lắp là H7/k6 (chịu được tải va đập nhẹ)

➢Điều chỉnh sự ăn khớp: sai số về chế tạo các chi tiết theo kích thước chiều dài và sai số về lắp ghép làm cho vị trí bánh răng trên trục không

chính xác Trong hộp giảm tốc bánh răng trụ cấp 2, để bù vào sai số đó thường lấy chiều rộng bánh răng nhỏ tăng 10% so với chiều rộng bánh răng lớn.

CHƯƠNGVII:DUNG SAI LẮP GHÉP

Để lắp ghép vòng trong lên trục và vòng ngoài lên vỏ, người

ta sử dụng các miền dung sai tiêu chuẩn của trục và lỗ theo TCVN 2245-7 phối hợp với các miền dung sai của các vong ổ Miền dung sai và sai lệch giới hạn của lỗ với các kiểu lắp ưu tiên:

Miền dung sai và sai lệch giơi hạn của lỗ với các kiêu lắp ưu tiên:

+98 +65

+53 +20

+117 +65

+92 +40

+72 +20 Trên 30đên

50

+25 0

+119 +80

+64 +25

+142 +80

+112 +50

+87 +25 Trên 50đên

80

+30 0

+146 +100

+76 +30

+174 +100

+134 +60

+104 +30 Trên 80đên

120

+35 0

+174 +120

+90 +36

+207 +120

+159 +72

+123 +36

Miền dung sai và sai lệch giơi hạn của trục với các kiêu lắp ưu tiên:

30 +2 -117 -98

Trên 30đên

50

+18 +2

-80 -142

-80 -119 Trên 50đên

80

+21 +2

-100 -174

-60 -106

-100 -146 Trên 80đên

120

+25 +3

-120 -207

-120 -174 Dung sai các mối ghép là:

+21

-15

+15 +2

+30

+60

-60 -106

Ghép bạc

k D

+98

+50

+15 +2 Ghép vòng

+65

+5 +15

+2

-18

+18 +2 Ghép bánh

+25

-18

+18 +2

+30

+80

-80 -119

+112

+32

+18 +2 Ghép vòng

60 )

022 , 0

021 , 0

(

6

) 030 , 0

120 , 0 ( 9

) 035 , 0 ( 7

021 , 0 (





; 55

) 002 , 0

021 , 0 ( 6

) 030 , 0

104 , 0 ( 9

018 , 0 (

+30

-21

+21 +2

+35

+120

-120 -207 Ghép vòng

Lắp then trên trục II:

TÀI LIỆU THAM KHẢO

Môn học: Đồ Án Chi Tiết Máy

I PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc- cơ sở thiết kế máy- NXB Đại Học

Quốc Gia TP HCM- 2004

II Trịnh Chất, Lê Văn Uyển- Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động

Cơ Khí 1 & 2- NXB giáo dục 1999.

III Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm- Thiết Kế Chi Tiết Máy-

VI PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc- Sử Dụng AutoCAD.

VII Vũ Tiến Đạt- Vẽ Cơ Khí- ĐHBK TP.HCM 1994.

VIII Trịnh Chất- Cơ Sở Thiết Kế Máy Và Chi Tiết Máy- NXB khoa

học kĩ thuật 1999

IX PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc- Thiết Kế Cơ Khí Với Autocad

Mechanical- NXB TP.HCM 2003.