đồ án chi tiết máy'''' cơ sở thiết kế máy và rôbot

Lời nói đầu Thiết Kế Đồ án Chi Tiết Máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí.. Môn học này không những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn thực tế hơn đối với các kiến thức đ

Bộ môn cơ sở thiết kế máy và rôbôt

đồ án môn học

chi tiết máy

************

Giáo viên hớng dẫn : Lê Văn Uyển

Sinh viên : Giần Hải Anh

Lớp : CTM1- K49

Hà Nội : 5-2006

Mục lục

phần I : động học hệ băng tải

I, Chọn động cơ 2

II, Phân phối tỷ số truyền 3

III, Xác định các thông số trên các trục 4

IV, Bảng tổng kết 5

Phần II : TíNH TOáN THIếT Kế CHI TIếT MáY I, Tính bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc 6

A, Tính thiết kế bộ truyền cấp nhanh (bánh răng côn răng thẳng) 6

B, Tính bộ truyền cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng) 13

II, Tính bộ truyền xích 19

III, Thiết kế trục 23

A, Chọn và kiểm tra khớp nối 23

B, Thiết kế trục 24

1, Sơ đồ đặt lực 24

2, Xác định sơ bộ đờng kính trục 25

3, Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 25

4, Tính kiểm nghiệm kết cấu trục 27

a, Trục I 27

b, Trục trung gian II 31

c, Trục ra III 37

IV, Chọn và tính toán ổ lăn 41

1, Chọn và tính ổ lăn cho trục I 41

2, Chọn và tính ổ lăn cho trục II 42

3, Chọn và tính ổ lăn cho trục III 44

V, Thiết kế vỏ hộp giảm tốc 45

VI, Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp 51

VII, Bảng thống kê các kiểu lắp 52

Lời nói đầu

Thiết Kế Đồ án Chi Tiết Máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí Môn học này không những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn thực tế hơn đối với các kiến thức đã đợc học, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng của các môn chuyên ngành sẽ đợc học sau này

Đề tài sinh viên đợc giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc hai cấp bánh răng côn trụ răng thẳng và bộ truyền xích Hệ thống

đợc dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối, hộp giảm tốc và bộ truyền xích sẽ truyền chuyển động tới băng tải Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc sinh viên đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau:

Tập 1 và 2 chi tiết máy của GS.TS-nguyễn trọng hiệp.

Tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của PGS.TS Trịnh chất và TS lê văn uyển

Dung sai và lắp ghép của GS.TS ninh đức tốn.

Do là lần đầu làm quen với công việc thiết kế chi tiết máy,cùng với sự hiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của sinh viên không thể tránh khỏi những sai sót Kính mong đợc sự hớng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các thầy cô trong bộ môn giúp cho sinh viên ngày càng tiến bộ

Cuối cùng sinh viên xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy Lê Văn Uyển đã trực tiếp hớng dẫn, chỉ bảo tận tình để sinh viên

hoàn thành tốt nhiệm vụ đợc giao

Sinh viên : Giần Hải Anh

ôl.ηbrcôn ηbrtrụ.ηx;Tra bảng( 2.3) Ttttkhdđck tập1 , ta đợc các hiệu suất:

ηk = 0,99 - hiệu suất nối trục

ηol = 0,992 - hiệu suất một cặp ổ lăn;

ηbrcôn= 0,96 - hiệu suất một cặp bánh răng côn;

ηbrtrụ = 0,96 - hiệu suất một cặp bánh răng trụ;

ηx = 0,90 - hiệu suất bộ truyền xích để hở ;

Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là uc Theo bảng 2.4, truyền

động bánh răng trụ hộp giảm tốc đồng trục2 cấp, truyền động xích (bộ truyền ngoài):

Ta chọn động cơ ký hiệu : 4A112M4Y3 (theo bảng P 1.3 tập 1)

Các thông số kĩ thuật của động cơ 4A112M4Y3 nh sau :

Đờng kính trục động cơ : d T=32 mm ;

Khối lợng : m=56 kg;

Kết luận động cơ 4A112M4Y3 có kích thớc phù hợp với yêu cầu thiết kế.

II, PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN

Nh đã biết tỷ số truyền chung : uc = usbh usbx

Trong đó : u 1 : Tỉ số truyền cấp nhanh cặp bánh răng côn ;

u2 : Tỉ số truyền cấp chậm cặp bánh răng trụ ;

Theo kinh nghiệm bộ truyền côn trụ : u1=(0,25 0,28) Uh;

và u1 1,25.u2 ( hoặc có thể lấy u2 ≈ u /1,25h → u1)

η η

' 3

br ol

2.P

= 2.2,2010,97.0,992= 4,621 kw +, Trục I : P1= 2

brc ol

P

η η =

4,6210,97.0,992= 5,011 kw

2, Số vòng quay trên các trục

+, Tốc độ quay của trục I : n1 = nđc = 1425 vg/ph

+, Tốc độ quay của trục II : n2 = 1

1

n

u =

14254,6 = 309,78 vg/ph +, Tốc độ quay của trục III : n3 = 2

2

n

u =

309,783,571 = 86,74 vg/ph +, Tốc độ quay của trục công tác : nct = 3

x

n

u =86,742,506=34,62 vg/ph

3, M« men xo¾n trªn c¸c trôc Ti = 9,55.106. i

i

n P

Phần II : TíNH TOáN THIếT Kế CHI TIếT MáY

I, thiết kế Bộ TRUYềN BáNH RĂNG của HộP GIảM TốC

A, Tính thiết kế bộ truyền cấp nhanh (bánh răng côn)

1, Chọn vật liệu.

Để thống nhất hoá vật liệu , chọn vật liệu hai cấp (cấp nhanh và cấp chậm)

nh nhau ; theo bảng (6.1) tttkhdđck tập 1; với chế độ làm việc êm, ta chọn vật liệu:

Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240

+, NHE , NFE : số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng :

= 445,455 (PMa)490.1

445,455(MPa) 1,1

+, [ ]σ = σF F lim° KFL SF;

⇒ [σF]1 = 414.1 236,571(MPa)

[σF]2 = 378.1 216(MPa)

+, ứng suất quá tải cho phép :

[σH]max=2,8.σch ⇒ [σH]max1=2,8.450=1600 Mpa ; [σH]max2=2,8.340 = 952 Mpa [σF]max=0,8.σch ⇒ [σF]max1= 0,8.450 =360 Mpa ; [σF]max2=0,8.340 = 272 Mpa

3, Tính thiết kế các thông số của bộ truyền bánh răng côn

Vì bộ truyền là bộ truyền bánh côn răng thẳng nên :

[ ]σ =H min( [ ] [ ]σH 1, σH 2) =445,455 MPa

a, Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài R e và đờng kính chia ngoài d e

•, Đờng kính chia ngoài của bánh chủ động theo công thức (6.52a) :

K u +1 T K /[(1 K ).K u.β − σ ];Trong đó:

+, KR : hệ số phụ thuộc bánh răng và loại răng,với bộ truyền bánh côn răng thẳng bằng thép;

KR = 0,5.Kd = 0,5 100 = 50 MPa1/3 (do Kd=100 Mpa1/3 ) ;

Theo (6.56) : ' '

te tm be

m = m /(1 - 0,5.K ) = 2,127/(1 - 0,5.0,25) = 2,431 (mm) Theo bảng (6.8) tttkhdđck tập 1, lấy theo trị số tiêu chuẩn:

mte = 2,5 mm

Do đó :

Mô đun trung bình tính lại là:

mtm = mte.(1 – 0,5.Kbe) = 2,5.(1- 0,5.0,25) = 2,188 (mm) Đờng kính trung bình bánh nhỏ tính lại là:

d e2 = Z2.mte = 115 2,5 = 287,5 (mm)

+, Chiều rộng vành răng b :

b’ = Re Kbe = 147,108 0,25 = 35,765 (mm)

lấy b = 40 (mm)

4, Tính kiểm nghiệm bộ truyền răng côn

a, Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức (6.58) :

σ − σ

= <

Vậy cặp bánh răng côn thỏa mãn bền tiếp xúc ;

b, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức ( 6.65) :

F1 1 F F1

tm m1

2.T K Y Y Y0,85.b.m d

+,dm1 = 54,688 mm : đờng kính trung bình của bánh chủ động ;

+,Yβ : hệ số kể đến độ nghiêng của răng ; Yβ =1(do răng thẳng) ;

σF2 = σF1 .YF2/YF1 = 63,326.3,65/3,48 = 66,424 (MPa)<[σF2] ;

Nh vậy: điều kiện bền uốn đợc đảm bảo

c, Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo (6.48) ,với hệ số quá tải : Kqt = 1,6 :

σHmax = σH Kqt =424,159 1,6 536,523 (MPa) < [= σH max]Theo (6.49) : σF1max = σF1.Kqt = 63,326 1,6 = 101,321 (MPa) < [σF1] max

σF2max = σF2.Kqt = 66,424 1,6 = 106,278 (MPa) < [σF2] max

⇒ Thoả mãn điều kiện về quá tải;

Đờng kính chia ngoài de1 = 62,500 mm ; de2 = 287,500 mm

Đờng kính đỉnh răng ngoài dae1 = 67,386 mm ; dae2= 288,562 mmGóc côn chia δ1 = 12015’53,19’’; δ 2 = 77044’6,81’’Chiều cao răng ngoài he = 5,50 mm

Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = 3,50 mm ; hae2 = 1,50 mmChiều cao chân răng ngoài hfe1 = 2,00 mm ; hfe2 = 4,00 mm

Fr1 = Fa2 = Ft1.tgα.cosδ1 = 1228,233.tg20o.cos12015’53,19’’ = 437 (N)

Fa1 = Fr2 = Ft1.tgα.sinδ1 = 1228,233.tg20o.sin12015’53,19’’ = 95 (N)

B, Tính bộ truyền cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng)

1, Chọn vật liệu : Do thống nhất hoá vật liệu nên chọn vật liệu cấp chậm

nh đối với cấp nhanh : thép 45

[σH]max3 = 952,000 Mpa [σF]max3 = 272,000 MPa

[σH]max4 = 952,000 Mpa [σH]max4 = 272,000 MPa

3, Tính thiết kế các thông số của bộ truyền bánh răng trụ

Vì bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên :

Với: T2: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, N.mm ; T2 = 142470 N.mm

Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng ; K a= 49,5

KH β : Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng ; KH β= 1,026

Ψba = bw/aw là hệ số chiều rộng bánh răng theo bảng 6.6 do bộ truyền đặt đối xứng nên chọn Ψba = 0,3 ;

ψbd = 0,53.ψba.(u2+1) = 0,53.0,3.(3,571 +1 ) = 0,727 (công thức 6.16) Tra bảng(6.7) tttkhdđck tập 1 , ta có: KH β = 1,026

+, Chiều rộng bánh răng : bw = ψba aw = 0,3 200 = 60 (mm) ;

chọn bw = 60 (mm)

+, Chiều rộng vành răng : dw3 = m Z3 = 2,5 35 = 87,5 (mm)

dw4 = m Z4 = 2,5 125 = 312,5 (mm)

4, Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ

a, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Yêu cầu cần phải đảm bảo σH ≤ [σH]

KH β : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; (bảng 6.7) KH β = 1,03;

KH α: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp; KH α = 1;

σ − σ

Vậy cặp bánh răng trụ thỏa mãn bền tiếp xúc ;

b, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

KF α: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các đôi răng

σF2 = σF1 .YF2/YF1 = 58,736.3,600/ 3,750 = 56,387 (MPa) <[σF2] ;

Nh vậy: điều kiện bền uốn đợc đảm bảo

c, Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo (6.48) ,với hệ số quá tải : Kqt = 1,6 :

σHmax = σH Kqt =313,148 1,6 396,105 (MPa) < [= σH max]

Theo (6.49) : σF1max = σF1.Kqt = 58,736 1,6 = 93,978 (MPa) < [σF1] max

σF2max = σF2.Kqt = 56,387 1,6 = 90,219 (MPa) < [σF2] max

⇒ Thoả mãn điều kiện về quá tải ;

Fr3 = Fr4 = Ft3. tgαtw /cosβ = 2793,8 tg20o/ cos0o = 1185,251 (N)

7, Kiểm tra điều kiện bôi trơn và kết cấu của hộp giảm tốc

•Kiểm tra điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc

Điều kiện bôi trơn:

+, dae2: Đờng kính của bánh bị dẫn của bộ truyền cấp nhanh;

Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bôi trơn

•Kiểm tra điều kiện kết cấu của hộp giảm tốc

ta có : aw= dae2

2 +

3d

2 +∆trong đó d3 là đờng kính trục III; ∆ là khe hở giữa bánh răng côn lớn và trục III

[ ]τ =12 20ữ chọn [ ]τ = 12 khi đó d3= 3 T3[ ]

0,2 τ = 3

2422800,2.12 = 46,562 mm ⇒ ∆ = 200 – 288,562/ 2- 46,562/ 2 = 17,969 mm

Vậy hộp giảm tốc thỏa mãn điều kiện kết cấu

Z6< Zmax = 120 ⇒ thoả mãn điều kiện xích ăn khớp đúng

+, Theo công thức 5.3 công suất tính toán về mòn bản lề:

k0= 1 (đờng nối tâm các đĩa xích làm với phơng ngang một góc < 60o)

ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ; ka =1 (a = 30 50 p)

kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích ;

kđc = 1,25 (vị trí trục không điều chỉnh đợc);

kbt =1,3 (môi trờng làm việc có bụi , bôi trơn II );

kđ: hệ số tải trọng động kđ = 1 (tải trọng va đập vừa);

kc : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 ( làm việc 2 ca); ⇒ k = 1 1 1,25 1,3 1 1,25 = 2,031

Nh vậy : Pt = 2,201 2,031 0,926 0,576 = 2,386 kW

Theo bảng 5.5 tttkhdđck tập 1 ,với n01=50 vg/ph , chọn bộ truyền xích một dãy có bớc xích p = 25,4 mm; dc= 7,95 mm; B = 22,61 mm ;thoả mản điều kiện bền mòn: Pt < [P] = 3,2 kW đồng thời theo bảng 5.8 thoả mãn điều kiện bớc xích: p < pmax

3, Tính kiểm nghiệm xích về độ bền

Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn do (chịu tải trọng lớn khi mở máy và thờng chịu tải trọng va đập)

549,980sin / Z = sin 180 / 68 =

Trong đó:

[σH ]_ ứng suất tiếp xúc cho phép

Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện; ta đợc :[σH]=600 Mpa

Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n3.p3.m = 13.10-7.86,739.25,43.1 = 1,848

Hệ số tải trọng động : Kđ = 1,7 (bảng5.6)

Hệ số kể đến ảnh hởng của số răng đĩa xích : Kr = 0,396 ( vì Z1 =27 ) Diện tích bản lề : A = 180 mm2 (bảng 5.12 với xích con lăn một dãy) Môđun đàn hồi : E = 2,1.105 Mpa

⇒ H 0,47 0,396.(2219,565.1,7 1,848).2,1.105

180.1,7

⇒ σH < [σH] : vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc

Tơng tự cho răng đĩa 2 với cùng vật liệu và nhiệt luyện

III, thiết kế trục

A, Chọn và kiểm tra khớp nối

1, Chọn khớp nối

Vì mômen xoắn nhỏ T1=33584 Nmm và cần bù sai lệch trục nên cần sử dụng loại nối trục vòng đàn hồi (có khả năng bù sai lệch, giảm va đập, chấn

động, cấu tạo đơn giản)

+, Mômen xoắn trên trục I:

Tt = k.T1= 1,3 33584 = 43659,5 N.mm ≈ 43,6 N.m

Với k : hệ số chế độ làm việc, k = 1,3 (tra bảng 16.1)

+, Đờng kính của trục II:

d = (0,8ữ1,2).dđc =(0,8ữ1,2).32 = 25,6 ữ38,4 mm

chọn đờng kính chỗ nối trục vào của hộp giảm tốc : d = 28 mm

Tra bảng 16.10a, 16.10b, dựa vào mômen xoắn T1 và đờng kính d ta đợc kích thớc của nối trục vòng đàn hồi :

2, Kiểm tra độ bền của vòng đàn hồi

+, Điều kiện về sức bền dập của vòng đàn hồi :

d d

0 c 3

2.k.T

[ ]Z.D d l

Vậy vòng đàn hồi thỏa mãn sức bền dập

+, Điều kiện sức bền của chốt :

≤ σ = (60ữ80) N/mm2 Vậy chốt đủ điều kiện làm việc.

B, Thiết kế trục

Chọn vật liệu chế tạo là thép 45, nhiệt luyện là tôi tôi có : σb= 850 Mpa,

σch= 580 Mpa ứng suất xoắn cho phép: [τ]= 12 20 Mpa

F1z = F2z = 95 N

Trên khớp nối: Fk =(0,2 0,3).Ft ;

Với Ft = 2.T1/ D0=2 33584/ 71 = 946,034 N

⇒ Fk = (0,2 0,3).724 = 189,207 283,810 N ⇒ lấy Fk= 280 N ; Trên trục đĩa xích: Fr= 2552 N

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

Khoảng cách mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong hộp : K1 = 8 mm Khoảng cách mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp : K2 = 5 mm Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến lắp ổ : K3 = 15 mm Chiều cao lắp ổ và đầu bu lông : hn = 20 mm Chiều rộng ổ lăn b0 = 21 mm Chiều rộng vành răng bánh nhỏ, bánh lớn : b13 = b23 = 40 mm Chiều dài may ơ khớp nối lm12 = 40 (mm)

Chiều dài may ơ bánh côn nhỏ lm13 = (1,2 1,4).d… 1 = 35 mm Chiều dài may ơ bánh côn lớn lm22 = (1,2 1,4).d… 2 = 45 mm Chiều dài may ơ bánh răng trụ nhỏ lm23 = (1,2 1,5).d… 2 = 50 mm Chiều dài may ơ bánh răng trụ lớn lm33 = (1,2 1,5).d… 3 = 60 mm Chiều dài mayơ đĩa xích lm32 = lm34 = 60 mm

• Khoảng cách điểm đặt lực ở trục I:

• Khoảng cách điểm đặt lực ở trục ra III :

Theo kết cấu hộp giảm tốc:

TiÕt diÖn 11

Mx11 = Fy13 (l13 – l11) + Fz13 d13 /2 = -437 40 + 95 54,688/2 = -14877 MPa

My11 = Fx13 (l13 – l11) = 1228 40 = 49129 MPa

Đờng kính ngõng trục chỗ lắp với ổ lăn d10 = d11= 30 mm

Đờng kính của đoạn trục giữa hai ổ lăn d = 35 mm

Để phù hợp với đờng kính trục động cơ đồng thời tăng cờng tính thống nhất hoá ta lấy đờng kính trục tại chỗ lắp nối trục vòng đàn hồi và bánh răng d12 =

d13 = 28 mm

•Chọn và tính kiểm nghiệm mối ghép then trên trục I

Với đờng kính trục lắp then d = 28 mm, ta chọn then bằng và tra bảng 9.1a

có các kíchthớc nh sau : b = 8 mm, h = 7 mm, t1 =4 mm

Chiều dài then tại tiết diện d3(chứa bánh răng côn nhỏ) :

lt1 =(0,8 0,9).lm12 =(0,8 0,9) 40 = (32 36) mm, chọn lt1=32 mm Kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then :

Theo (9.1) : d 1

t 1

24,99d.l (h t ) 28.32.(7 4)

Với: tải trọng va đập nhẹ, dạng lắp cố định, tra bảng 9.5 ta có ứng suất dập và ứng suất cắt cho phép của then : [σ] = 100 MPa