Đồ án nguyên lý chi tiết máy

Xác định các thông số của xích và bộ truyền...7 III.. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực...20 IV.. Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên tr

MỤC LỤC

Đầu đề 4

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 6

I Chọn động cơ 6

II Phân phối tỷ số truyền 6

PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH 7

I Chọn loại xích 7

II Xác định các thông số của xích và bộ truyền 7

III Kiểm nghiệm xích về độ bền 8

IV Đường kính đĩa xích 9

V Xác định các lực tác dụng lên trục 10

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 10

I.Chọn vật liệu 10

II Xác định ứng suất cho phép 10

III Tính toán bộ truyền cấp nhanh 12

IV Tính toán bộ truyền cấp chậm 16

PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC 20

I.Chọn vật liệu 20

II Xác định sơ bộ đường kính trục 20

III Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 20

IV Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục 21

V Tính các momen tổng và momen tương đương 31

PHẦN V: TÍNH TOÁN THEN VÀ Ổ LĂN 35

I Then 35

II Ổ lăn 36

III Chọn dung sai lắp ghép ổ lăn 39

PHẦN VI: TÍNH TOÁN VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 39

I.Vỏ hộp 39

II Khớp nối 41

III.Phương pháp bôi trơn 41

Trường ĐHSPKT TP.HCM

Khoa XD & CHUD

Bộ môn: Thiết kế công nghiệp

ĐẦU ĐỀ THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

2 Số liệu ban đầu:

a Công suất truyền trên trục công tác (P): 5,0 (kW)

b Số vóng quay của trục công tác (n): 90 (vòng/phút)

3 Đặc diểm của tải trọng:

Tải trọng va đập nhẹ, quay 1 chiều

1 Ghi chú:

Năm làm việc (y) 300 ngày, ngày làm việc 2 ca, mỗi ca 6 giờ

Sai số cho phép về tỉ truyền i = 2 3%

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

I.Chọn động cơ điện:

- Ta có công suất truyền tính toán trên các trục máy công tác: P t = 3,4 (kW)

- Công suất cần thiết trên trục động cơ điện:



t ct

  hiệu suất truyền động

- Qua số liệu tra bảng 2.13ta được:

Hiệu suất khớp nối : nt= 1

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn : ol= 0,995

Hiệu suất 1 cặp bánh răng : br=0.97

Hiệu suất bộ truyền xích : x = 0.97

=>  1.0,97.0,9954 0,973 = 0.89 => 5 , 62

89 , 0 5

Trong đó: nđc : vận tốc quay của đông cơ

n : số vòng quay của trục công tác

=> U = = 16

PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

I Chọn loại xích:

Vì tải trọng xích va đập nhẹ và vận tốc thấp nên ta chọn xích con lăn,dễ chế tạo,độ bền mòn cao

II Xác định các thông số của xích và bộ truyền:

- Theo bảng 5.4, với ux = 2,5 ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ z1 = 27> 19

=>Số răng của đĩa xích lớn: z2 = ux.z1 = 3.27 = 67< zmax = 120

- Theo công thức 5.3 ta có công thức tính toán: Pt = P3.k.kz.kn

K0 = 1 : hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền (đường tâm đĩa xích so

với phương ngang <400)

Ka = 1 : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích(chọn a = 40p)

Kđc = 1: hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích(điều chỉnh bằng

1 trong 2 đĩa xích)

Kbt = 1,3 : hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn (môi trường làm việc có bụi,chất

lượng bôi trơn đạt yêu cầu)

Kđ = 1,3 : hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng (tải trọng va đập nhẹ)

Kc = 1,25 : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền (làm việc 2 ca)

=> k = 1.1.1.1,3.1,3.1,25 = 2,1125

+ P3 = 5,21 (kW) : công suất bộ truyền xích

Như vậy: Pt = 5,21.2,1125.0,93.0,89 = 9,11 (kW)

Theo bảng 5.5 với n01 = 200 vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích

p = 25,4 thỏa mãn điều kiện mòn: Pt < [P] = 11 (kW) : công suất cho phép, đồng thời theobảng 5.8, p < pmax

- Khoảng cách trục: a = 40.p = 40.25,4 = 1016 (mm)

Theo công thức 5.12 ta có số mắt xích:

a p z z z z

p

a

x

4 ) (

2 2

2 2 1 2 2 1

14 , 3 4

4 , 25 ) 27 67 ( 2

) 67 27 ( 4

- Lấy số mắt xích chẵn: xc = 128, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13):

) (

1017

} )]

14 , 3 / 27 67 [(

2 )]

27 67 ( 5 , 0 128 [ ) 27 67 ( 5 , 0 128 {

2 )]

( 5 , 0 [ ) (

5 , 0 {

*

2 1 2 2

1 2 1

Z X

Z Z X

k

Q s

23 , 225 4 , 25 27 60000

, 2 21 , 5 1000

1000 3

N v

P

Fv = q.v2 = 2,6.2,572 = 17,17 (N) : lực căng do lực li tâm sinh ra

F0 = 9,81.kf.q.a :lực căng do nhánh xích bị động sinh ra

Với kf = 4 :hệ số phụ thuốc độ vòng f của xích va vị trí bộ truyền(bộ truyền

nghiêng 1 góc < 400)

=> F0 = 9,81.1.2,6.1,014 = 25,86 (N)

17 , 17 86 , 25 2027 7 , 1

- Theo bảng 5.10 với n = 200 vg/ph, [s] = 8,2 vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

IV Đường kính đĩa xích :

- Theo công thức 5.17 và bảng 13.4 :

) ( 79 , 218 ) 27 180 sin(

4 , 25 )

sin(

1

z p



) ( 9 , 541 ) 67 180 sin(

4 , 25 )

sin(

2

z p

Với r = 0,5025.d1 + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03 với dl = 15,88 (mm).

(xem bảng 5.2)

Các kích thước còn lại tính theo bảng 13.4

-Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: theo công thức (5.18) ta có:

] [ / ) ( 47 ,

E = 2,1.105 Mpa : Môđun đàn hồi

A = 180 (mm2) : diện tích chiếu của bản lề (tra theo bảng 5.12)

- Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1

1 180

10 1 , 2 ).

798 , 4 2 , 1 2027 (

42 , 0 47 0

5 1

10 1 , 2 ).

798 , 4 2 , 1 2027 (

22 , 0 47 0

5 2

Với kx = 1,15 :hệ số kể đến trọng lượng tính xích (do bộ truyền nghiêng 1 góc < 400)

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM

TỐC.

I Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép :

-Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:

Cụ thể theo bảng 6.1 chọn:

Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn

HB = 241285, có  1 = 850 MPa,ch1 = 580 MPa.

Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn

HB = 192240 , có  b2 = 750 MPa, ch2 = 450 MPa

II Xác định ứng suất cho phép:

- Theo bảng 6.2 thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180350

702

1 lim



H

S : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

75 , 1

1 lim

2 lim

+ NHE = 60c  ( Ti / Tmax)3 .niti : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

+ Trong đó: Ti , ni , ti : lần lượt là momen xoắn, số vòng quay, tổng số giờ làm việc ởchế độ i của bánh răng đang xét

+ NHE2 = 60c.n2/u2  ti  (Ti /Tmax)3 ti /  ti

= 60.1.2252,22,23.18000(13.0,7+0,83.0,3) = 9,35.107

NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1

- Tương tự ta cũng có NHE1 > NHO1 do đó KHL1 = 1 Với KHL : hệ số tuổi thọ

- Như vậy theo công thức (6.1a) sơ bộ xác định được:

[H] = 0

Him



H HL

S K

= 509 2481,8 = 495,4 (MPa)

- Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng và tính ra NHE > NHO nên KHL = 1, do đó

F

 KFC.KKL1 / SF = 441.1.1/1,75 = 252 (MPa)

[F2] = 0

2 lim

] [

ba H

H

u K T

, 481

02 , 1

37073 = 108,93 (mm)

- Lấy aW1 = 108 (mm)

u m

m 

= 1,5(372106) = 107,86 (mm)

- Tỷ số truyền thực sẽ là: um =

1 2

Z Z

=

37 106

= 2,86

Vậy không cần điều chỉnh khoảng cách giữa 2 bành răng

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

- Theo công thức (6.33) : ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

 H

w m w m H H

M H

d u b u K T Z Z

1 1

.

) 1 ( 2

- Theo bảng 6.5 ta có ZM = 274 (MPa)1/3

Trong đó:

+ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức (6.34) ta có:

tw b H

Z



 2 sin cos 2

=> 0 , 87

3 75 , 1 4

K K T

d b v K

2

1

δH = 0,006 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp

go = 56 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2.Theo (6.40),vận tốc vòng của bánh răng:

60000 d 1 n1

s m

2

56 4 , 32 71 , 8



=> K H K H K H K Hv  1 , 02 1 1 , 02  1 , 04

) ( 61 , 424 56

86 , 2 4 , 32

) 1 86 , 2 (

04 , 1 37073 2 87 , 0 76 , 1 274

.

) 1 ( 2

1

d u b u K T Z Z

Z

w m w m H H

+ Cấp chính xác động học là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5 1,25m.+ Do đó: ZR = 0,95, với da < 700 (mm) => KxH = 1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng,vì thế theo công thức 6.1 và 6.1a ta có:

1 1

2

F w

w

F F

Y Y Y K T



-Theo bảng 6.7, KFβ) = arctan(tan20 = 1,02

-Theo bảng 6.14 với v < 5 (m/s) và cấp chính xác 8 KHα = 1 (bánh răng thẳng)

-Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp khi tính về uốn KFα = 1,27

-Theo (6.47) :

m w F

a v g

v   0 .

+Theo bảng 6.15 : F =0,016, theo bảng 6.16 : g0= 56

86 , 2 108 22 , 4 56 016

K K T

d b v

K

.

2

1

2

56 4 , 32 24 , 23



Do đó KF = KFβ) = arctan(tan20 KFα K Fv=1,02.1,27.1,44 = 1,87

-Với hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: 0 , 571

75 , 1 1 1



Z

Z v

- Theo bảng 6.18 ta được: YF1 = 3,7 ; YF2 = 3,6.

- Với m = 1,5 (mm), YS = 1,08 -0,0695ln(1,5) = 1,05; YR = 1 (bánh răng quay);

KxF = 1 (vì da < 400 (mm)),do đó theo (6.2) và (6.2a) :

[F1] = [F1] YR YS KxF = 252.1.1,05.1 = 264,6 (MPa)

Tương ứng [F2] = [F2] YR YS KxF = 236,5.1.1,05.1 = 248,3 (MPa)

- Suy ra:+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động:

  264 , 6 ( ) )

( 63 , 107 5

, 1 56 4 , 32

7 , 3 1 571 , 0 87 , 1 37073

2

.

.

.

2

1 1

1 1

m d b

Y Y Y K

T

F w

w

F F

, 3 6 , 3 63 , 107

2 1

2 1

Y

Y

F F

F

F



5 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

- Theo (6.48): Hệ số quá tải:  max  1

T T

K qt

- Ứng suất tiếp xúc cực đại:Hmax  H. K qt  455 , 5 (MPa) Hmax  1260 (MPa).

- Ứng suất uốn cực đại:

  464 ( ).

) ( 63 , 107

1 max

2 max

- Đường kính đáy răng: df1 = 51,75 df2 = 155,25

IV Tính toán bộ truyền cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

Vì phân đôi cấp chậm nên 51570 ( ).

2

)

1 (

ba H

H II a

w

u K T u

K a

07 , 1 51570 )

1 22 , 2 (

819 , 0 96 2 ) 1 ( cos 2 3 2

) 71 32 ( 5 , 1 2

) (

2 2



w a Z Z m

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

- Theo (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

2 1 3 3 '

.

) 1 ( 2

w w H II H

M H

d u b u K T Z Z

tgβ) = arctan(tan20b = cosαt.tgβ) = arctan(tan20

với αt = αtW = arctg(tgα/cosβ) = arctan(tan20) = arctg(tg20/0,805) = 24 0 32 ' 95 "

=> tgβ) = arctan(tan20b = cos(24 0 32 ' 95 ").tg (36 0 38 ' 97 ") => β) = arctan(tan20b = 33 0 88 ' 28 "

5 , 1 ) 3295 , 24 2 sin(

) 8828 , 33 cos(

2 2

Z





- Theo (6.37), εβ) = arctan(tan20 = bWsinβ) = arctan(tan20/(πm), với bW = ψba.a w2 = 0,3.96 = 28,8

=> εβ) = arctan(tan20 = 0,3.96.sin(36,3897)/(3,14.1,5) = 3,63 Do đó theo (6.38b):

- Vận tốc vòng của bánh răng: 1 , 56 ( / ).

60000

500 63 , 59 14 , 3 60000

s m n

(6.42)

Theo

u a v g v

m w H

13 , 1 07 , 1 51570

2

63 , 59 8 , 28 5 , 1 1

2

.

w w H Hv

K K T

d b v K

- Theo công thức (6.39): K H K H K H K Hv  1 , 07 1 , 13 1 , 02  1 , 23

- Thay các giá trị vừa tìm được vào (6.33) ta được :

) ( 29 , 468 63

, 59 22 , 2 8 , 28

) 1 22 , 2 ( 23 , 1 51570 2 85 , 0 5 , 1 274

.

) 1 ( 2

1 '

MPa d

u b u K T Z Z

Z

w m w m H II H

M



- Xác

định ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo (6.1) với v = 1,56 (m/s) < 5 (m/s) => Zv = 0,89, với cấp chính xác động học là

9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt

Rz = 2,5 1,25 m => ZR = 0,95 Với da < 700 mm => KxH = 1, do đó theo (6.1) và (6.1a) : H  H.Z v.Z R.K xH  495 , 4 0 , 89 0 , 95 1  418 , 86 (MPa).

Như vậy: H  468 , 29 (MPa) H  418 , 86 (MPa) không đạt yêu cầu

Ta tiến hành kiểm nghiệm lại và có kết quả : aw=105 (mm) ; dw=65(mm); bw=31(mm)

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

- Theo công thức (6.43) : T b K d Y m Y Y

w w

F F

II F

.

2

1

1 '

F

u a v g

v 

trong đó theo bảng 6.15, F = 0,006 và theo bảng 6.16 đượcg0= 73

37 , 1 17 , 1 51570

2

65 31 7 , 4 1

2

.

w w F Fv

K K T

d b v K

- Do đó KF = KFβ) = arctan(tan20 KFα K Fv= 1,17.1,37.1,06 = 1,7

- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: 0 , 71

4 , 1 1 1

- Số răng tương đương: 61 , 34

805 , 0 32

, 0 71

-Với m = 1,5 (mm), YS = 1,08 -0,0695ln(1,5) = 1,05; YR = 1 (bánh răng quay);

KxF = 1 (vì da < 400 (mm)),do đó theo (6.2) và (6.2a) :

[F1] = [F1] YR YS KxF = 252.1.1,05.1 = 264,6 (MPa)

Tương ứng [F2] = [F2] YR YS KxF = 236,5.1.1,05.1 = 248,3 (MPa)

- Suy ra: + Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động

85 , 80 5

, 1 63 , 95 8 , 28

62 , 3 75 , 0 71 , 0 68 , 1 51570

, 3 6 , 3 85 , 80

2 1

2 1

Y

Y

F F

F

F



5 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

- Theo (6.48): Hệ số quá tải:  max  1

T T

K qt

- Ứng suất tiếp xúc cực đại: Hmax  H. K qt  468 , 29 (MPa)   Hmax  1260 (MPa).

- Ứng suất uốn cực đại: F1max  F1.K qt  80 , 5 (MPa) F1max  464 (MPa).

  360 ( ).

) ( 4 , 80

2 max

PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC

I Chọn vật liệu:

- Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 tôi, thường hóa có giới hạn bền b 600 Mpa( );

và giới hạn chảy ch 340 Mpa( ).

- Ứng suất xoắn cho phép    12 20 (Mpa).

II Xác định sơ bộ đường kính trục:

- Theo công thức (10.9) đường kính trục thứ k với k = I,II,III :

 

3

2 ,

0 

k k

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

- Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào

sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ, khe hở cần thiết và các yếu

- Theo bảng 10.3 ta chọn:

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp: K1 = 10

Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp: K2 = 10

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: K3 = 10

Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 15 (mm)

- Khoảng cách lki trên trục thứ k từ gối đỡ 0 đến chi tiết quay thứ i

- Khoảng cách giữa các khớp nối: l11 = l21 = l31 = 2l23 = 2.102 = 204 (mm)

IV Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục:

- Chọn hệ trục tọa độ như hình10.3

1.Trục I:

- Lực từ khớp nối tác dụng lên trục I:

t I t

x

D T F

F12  ( 0 , 2 0 , 3 )  ( 0 , 2 0 , 3 )2

- Theo phương ox TI = 37073 (N.mm) tra bảng 16.10 (tập hai) ta có Dt = 63 (mm)

).

( 353

235 63

37073

2 ) 3 , 0

2 , 0 (

- Phản lực tại các gối tựa:

Xét phương trình mômen tại điểm O:

M O(F y)  0  F y13.l13 F y11.l11  0

).

( 241 204

102 482

11 13 13

l l F

11 13

F y  y  y   



- Trong mặt phẳng Oxz ta có:

- Phản lực tại các gối tựa:

Xét phương trình mômen tại điểm O:

M O(F x)  0  F x12.l12F x13.l13  F x11.l11  0

( 748 204

102 1324 5

, 58 300

.

11

13 13 12 12

l l F l F

12 11 13

- Phản lực tại các gối tựa:

Xét phương trình mômen tại điểm O:

M O(F y)  0  F y22.l22  M22  F y23.l23F y24.l24 M24 F y21.l21 0

).

( 732 204

5 , 154 972 102 482 5 , 49 975

.

21

24 24 23

23 22

22

l

l F l F l F



Phương trình tổng lực theo phương Y:

F y  0  F y20F y22 F y23F y24 F y21 0

( 732 732 482 972 2

5 , 154 1730 102

1324 5

, 49 1730

.

21

24 24 23 23 22 22

l

l F l F l F

1324 1730

2

199

5157051570

T M Q M

662662

23927424861595

- Trong mặt phẳng Oyz:

- Phản lực tại các gối tựa:

Xét phương trình mômen tại O:

M O(F y)  0   F y32.l32  M32 F y33.l33M33F y31.l31 F y34.l34  0

) ( 4006 204

5 , 265 2331 5

, 154 972 5 , 49 972

.

31

34 34 33 33 32 32

l

l F l F l F

972 972

34 31 33 32

 F y F y F y F y F y

Trong mặt phẳng Oxz:

- Phản lực tại các gối tựa:

Xét phương trình mômen tại O:

0

0

) (    32 32  33 33  31 31 

).

( 1730 204

5 , 154 1730 5

, 49 1730

.

31

33 33 32 32

l

l F l F

1730 2

1730

M Q M

269

1730 13315 70834

144649

60499 143412

T

V Tính các momen uốn tổng và momen tương đương tại các tiết diện trên chiều dài trục:

1 Momen uốn tổng tại các tiết diện j: M j  M xj2 M yj2 (N.mm)

0 

tdj j

3 Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm:

Dựa vào kết cấu và biểu đồ mômen trục, ta thấy các tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra

về độ bền mỏi:

Trục I: tiết diện 10 lắp ổ lăn và tiết diện 13 lắp bánh răng

Trục II: tiết diện 22 và 23 lắp bánh răng

Trục III: tiết diện lắp bánh răng 32 và 33, tiết diện 31 lắp ổ lăn