1 NGUYỄN QUỐC NGỌC

Lời nói đầu Đồ án chi tiết máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí, môn học không những giúp sinh viên có cái nhìn cụ thể, thực tế hơn về kiến thức đã học, mà nó còn là cơ sở quan tr

Trang 1

Lời nói đầu

Đồ án chi tiết máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí, môn học không những giúp sinh viên có cái nhìn cụ thể, thực tế hơn về kiến thức

đã học, mà nó còn là cơ sở quan trọng cho các môn chuyên ngành.

Do lần đầu tiên làm quen với công việc tính toán thiết kế chi tiết mấy cùng với sự hiểu biết còn hạn chế, cho nên dù đã cố gắng tham khảo tài liệu bài giảng của các bộ môn liên quan Song bài làm cảu sinh viên không thể tránh khỏi những sai sót Sinh viên kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo tân tình cảu các thầy cô bộ môn giúp cho sinh viên ngày càng tiến bộ.

Cuối cùng sinh viên xin chân thành cảm ơn các thầy cô bộ môn, đặc

biệt là thầy Vũ Thế Truyền đã trực tiếp hướng dẫn và chỉ bảo tận tình

giúp sinh viên hoàn thành nhiệm vụ được giao.

Thái nguyên ngày 24 tháng 11 năm 2016 Sinh viên lớp

Nguyễn Quốc Ngọc

Trang 2

MỤC LỤC

Chương 1 : Tính chọn động cơ và phân chia tỷ số truyền : 4

1.1 Tính chọn động cơ : 4

1.2 Phân chia tỷ số truyền : 6

Chương 2 : Tính Toán Thiết Kế các bộ truyền 8

2.1 Tính toán thiết kế bộ Truyền động Đai ( Đai Dẹt ) 8

2.1.1 Chọn loại đai 8

2.1.2 Xác định kích thước và thông số tỉ số truyền 8

2.1.3 Khoảng cách trục và chiều dài đai : 9

2.1.4 Xác định thiết diện đai : 9

2.1.5 Xác định lực căng ban đầu và lực căng tác dụng lên trục : 11

2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền Bộ truyền bánh răng 11

2.2.1 Chọn vật liệu : 11

2.2.2 Xác định ứng suất cho phép : 12

2.2.3 Xác định các thông số của bánh răng : 15

2.2.4 Xác định các thông số ăn khớp : 16

2.2.5 - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc : 17

2.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : 19

2.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải : 21

Chương 3: Tính Toán Thiết Kế Trục 22

3.1 Chọn vật liệu : 22

3.2 Tính toán thiết kế trục : 23

3.2.1.Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng : 23

3.2.2 Xác định sơ bộ trục đường kính trục : 23

Trang 3

3.2.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực : 24

3.2.4 Thiết kế Trục I : 25

3.2.5 Thiết kế trục II : 32

3.2.6 Thiết kế trục III : 40

3.3 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh : 47

3.4 Tính kiểm nghiệm trục về độ cứng : 48

Chương 4 Tính toán thiết kế Ổ Lăn 50

4.1.Chọn loại ổ lăn : 50

4.2.Chọn cấp chính xác ổ lăn: 50

4.3.Chọn kích thước ổ lăn : 50

KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ 56

Tài liệu tham khảo 57

Trang 4

Chương 1 : Tính chọn động cơ và phân chia tỷ số truyền :

1, Tính chọn động cơ :

1.1.1Công suất yêu cầu động cơ :

Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức:

P ct = P t

η (1)

Trong đó : P ct – công suất cần thiết trên trục động cơ , kW

P t – công suất tính toán trên trục công tác , kW

η – hiệu suất truyền động

Do tải trọng thay đổi:

Trang 5

P ct = 2,82

0,994 0,962.0,99 0,952 = 3,56 ( KW )

1.1.2Số vòng quay đồng bộ của động cơ :

Số vòng quay của trục máy công tác băng tải là :

Vận tốcquay vòng/

1.2 Phân chia tỷ số truyền :

1.2.1, Tỷ số truyền của hệ dẫn động tính theo công thức :

u t = n đc

n lv (3)

Trong đó : n đc - số vòng quay của động cơ đã chọn , vòng/ phút

n lv - số vòng quay của trục máy công tác ,vòng /phút

Trang 6

Thay số liệu vào (3) ta được :

u h - tỉ số truyền của hộp giảm tốc

Tra bảng 2.4 tỉ số truyền các bộ truyền : u Đ =u n = 4

u n = u t

u br 1 u br 2 = 3,21 3,08839,66 = 4

1.2.3 Xác định công suất ,monen và số vòng quay trên các trục:

Công suất làm việc trục : P lv =1000F v = 7500.0,451000 = 3,375

Công suất trên các trục :

P3 = P lv

η ol .η kh = 0,99 0,993,375 = 3,44 ( kw )

P2 = P3

η ol .η br = 0,99 0,963,44 = 3,61 ( kw )

Trang 8

Số vòng quay n, v/p 1420 355 110,5 35,78

7

Chương 2 : Tính Toán Thiết Kế các bộ truyền

2.1 Tính toán thiết kế bộ Truyền động Đai ( Đai Dẹt )

Trang 9

Với đai vải cao su σ0=1,6=> theo bảng 4.9 chọn K1=2,3; K2= 9

Chiều dày δ được chọn theo tỉ số d δ

1 theo bảng 4.8 chọn d δ

1

= 1 40

Trang 10

2.1.5 Xác định lực căng ban đầu và lực căng tác dụng lên trục :

Lực căng ban đầu : F0=σ0 δ b=1,6 4,5 40=288(N)

Trang 11

Chiều dài đai l , mm 2648,4

- Do công suất truyền tải không lớn lắm , không có yêu cầu gì đặc biết về vật liệu ,

để thống nhất trong thiết kế ở đây chọn vật liệu hai cấp như nhau cụ thể chọn thép

45 tôi cải thiện ,phôi rèn Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng , nên

Trang 12

+ Giới hạn chảy : σ ch2 = 450 MPa

S H ( 1)

[σ F ] = σ

° Flim K FC K FL

Trong đó : σ ° Hlim , σ ° Flim lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

S H , S F – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

Tra bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 … 350

Trang 13

*Tính hệ số K HL và K FL – hệ số tuổi thọ , xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ

và chế độ tải trọng của bộ truyền :

N FO = 4 106 đối với tất cả các loại thép

Trang 14

[σ H ] = σ

° Hlim K HL

1,25 [σ Hmin] = 1,25 518,18 = 647, 73 MPa ¿ 527,39 => Thỏa mãn yêu cầu Theo :

Trang 15

với cặp bánh răng ,răng thẳng thép – thép : K a = 49,5 MPa1/3

+ [σ H ] – ứng suất tiếp xúc cho phép , MPa

Tra bảng 6.7 với sơ đồ 6 : K Hβ = 1,02

Thay các giá trị vào (*) ta được :

Trang 16

Đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ :

a w = m.(z1 +z2)

2 = 2.(36+116)2 = 152 mm

Trang 17

2.2.5 - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện :

σ H = Z M Z H Z ε √2 T1 K H .(u+1)

b w .u d2w 1 ≤ ¿ ¿ ] Trong đó :

+ α tw= arcos (acosα t

a w ) = arcos (152 cos 20152 ) = 1,150Thay số liệu vào (*) ta có :

Trang 19

Thay số liệu vào ta có :

Vậy hệ thống vẫn đảm bảo hoạt động tốt

2.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ,ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không vượt quá một giá trị cho phép :

Trang 20

Với hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0

Với m = 2 thì :

K xF = 1 ( d a < 400 )

Do đó : [ σ F 1 ] = [ σ F 1 ] Y S Y R K xF = 267,43 1 1 1 = 267,43

Trang 21

2.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy , hãm máy , … vv ) với hệ số quá tải :

K qt = T max

T

Theo 6.48 với K qt = T max

σ H 1 max = σ H √K qt = 477,02 √2,2 = 707,53 MPa < [σ H ¿max = 1260 MPa

Theo (6.49) :

σ F 1 max = σ F 1 K qt = 126,93 2,2 = 279,22 MPa < [σ F 1 ¿max = 464 MPa

σ F 2 max = σ F 2 K qt = 120,24 2,2 = 264,52 MPa < [σ F 2 ¿max = 360 MPa

Vậy bánh răng đủ bền khi làm việc quá tải

Trang 22

Chương 3: Tính Toán Thiết Kế Trục

Trang 24

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

Xác định chiều dàu mayơ bánh đai,mayơ bánh răng trụ ,mayơ đĩa xích theo công thức ( 10 10)

Trang 25

l c 33 = 0,5 (l m 33 + b0 ) + k3 +h n = 0,5 ( 120 + 25 ) + 15 + 20 = 107,5 ( mm )+ Xác định chiều dài các đoạn trục

Xét đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp ta có kết quả :

Trang 26

Chiều giải thiết đúng

Tính monen uốn tổng và momen tương đương :

Momen uốn tổng quát tại các tiết diện j :

M C P = √371770,802

+ 151171,802 = 301330,83 ( N mm )Momen tương đương tại các tiết diện j :

Trang 27

Đường kính trục tại tiết diện C :

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được bộ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện Theo công thức (10.19)

s = s σj s τj

√s2σj+s2τj ≥ [ s ]

Trong đó : [ s ] – hệ số an toàn cho phép , thông thường [ s ] = 1,5 … 2,5

s σ – hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp

s τ – hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp

Trang 28

F d

R Ay

RAx A

Trang 29

+ σ a , τ a – biên độ của ứng suất pháp và ứng suất tiếp

+ σ m , τ m – trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp

Do trục quay , theo công thức ( 10 22 ) ta có :

Kích thước tiết diện then : b = 10 ; h = 8

Chiều sâu trên trục : t1 = 5

Chiều sâu rảnh then trên lỗ : t2 = 3,3

Tiết diện lắp có một rãnh then lên theo bảng 10.6 ta có :

Trang 30

Theo bảng 10.7 tra được : ψ σ = 0,05 ; ψ τ = 0

K X = 1,06 ( trục gia công trên máy tiện với R a = 2,5 … 0,63 )

Trang 31

Theo bảng ( 10.12 ), trục có rãnh then, dùng dao phay ngón ta tra được :

Trang 32

M j = √M yj2+M xj2

Xét tại điểm C :

Momen tổng phía trái điểm C :

Trang 33

M C T = √149929,182

+ 217365,382 = 264057,69 ( N mm )Momen tổng phía phải điểm C :

M C P = √162066,29 2

+ 217365,38 2 = 271133,16 ( N mm )Momen tương đương tại các tiết diện j :

M tđj = √M j2+0,75 T j2

Momen tương đương bên trái điểm C :

M tđC T = √264057,692+0,75 311995,472 = 270196,49 ( N.mm )Momen tương đương bên trái điểm C :

Trang 34

[σ ] - ứng suất cho phép của thép chế tạo trục Tra bảng 10.5 : [σ ] = 63 MPaĐường kính trục tại tiết diện C :

d C T= 3

√270196,490,1 63 = 35,02 ( mm )

d C P= 3

√282778,090,1 63 = 35,53 ( mm )

Đường kính trục tại tiết diện D :

d D T= 3

√275481,700,1 63 = 34,69 ( mm )

d D P= 3

√2728037,780,1 63 = 34,5 ( mm )

Kiểm nghiệm

Kiểm nghiệm về độ bền mỏi trục :

s = s σj s τj

√s2σj+s2τj ≥ [ s ]

Theo công thức ( 10.20 ) , (10.21 ) ta có :

s σj = σ−1

K σ ψ σ

Trang 35

Trang 36

RAx

RBy

Fa2 Fr2 Ft2

Fr3

85

Ft3 Fa3

RAx RBy

RBy

Fr2 Ft2

Fr3 Ft3

RAx

RBy

Ma3 149929,18

162066,29

395764,06 370189,88

116314,85 217365,38

Trang 37

W 0 j = π d j3

16 −¿ b t1.¿ ¿

Chiều sâu trên trục : t1 = 5

Trang 38

Theo bảng (10.8) ; (10.9) chọn được :

bền bề mặt ,cơ tính vật liệu : K Y = 1,1 … 1,25

ε σ và ε τ – hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi Theo bảng (10.10) ta có : ε σ =0,85 ; ε τ = 0,78

K σ và K τ – hệ số tập trung ứng suất khi uốn, xoắn

Trang 39

∑M(Ay ) = – R By 243 +F r4 159 +M a4 = 0

R By= F r4 159+M a4

243 = 6563,54 159+ 0195 = 5351,80 (N)

Trang 40

∑Q(y) = R By –F r 4 + R Ay = 0

R Ay =F r4– R By= 6563,54– 5351,80 = 1211,74 ( N )

∑Q(x) = – R Bx – F t4 + R Ax = 0

R Ax = F t4 + R Bx = 13684,01 + 7684,42 = 21368,43 ( N )

Chiều giải thiết đúng

Trang 41

Đường kính trục tại tiết diện C :

d C P= 3

√874375,250,1 63 = 63,53( mm )

d C T= 3

√869045,900,1 63 = 64,23( mm )

Đường kính trục tại chổ lắp đĩa đai :

d A = d B = 3

√795388,950,1 63 = 62,53 ( mm )

Theo tiêu chuẩn chọn d A = d B = 65 mm

Kiểm nghiệm

Kiểm nghiệm về độ bền mỏi trục :

Trang 42

Trang 43

918166,57

Trang 44

Chiều sâu trên trục : t1 = 7,5

Trang 45

bền bề mặt ,cơ tính vật liệu : K Y = 1,1 … 1,25

ε σ và ε τ – hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi Theo bảng (10.10) ta có : ε σ =0,76 ; ε τ = 0,73

K σ và K τ – hệ số tập trung ứng suất khi uốn, xoắn

Trang 47

3.4.1.Tính độ cứng uốn :

Điều kiện đảm bảo độ cứng uốn :

f ≤ [ f ]

θ ≤ [ θ ]

đường đàn hồi của trục cho phép Có thể lấy [ f ] ; [ θ ] như sau :

[ f ] = 0,01 m ; [ θ ] = 0,005 rad

Trong cả 3 trục ta thấy trục II là trục chịu tải trọng lớn nhất ,ta thấy mặt cắt bánh răng 3 là nguy hiểm nhất

Trang 49

k = [1−4 γ h1

d ] = 1−4 0 ,5 81

36 = 1,8Vậy góc xoắn φ là :

φ = T L k G J

0 = 101956,33 120 1,8

8.1 04 164895,91 = 0,50

φ = 0 ° 30’ 0’’ ≤ [ φ ] = 30’

Vậy điều kiện thỏa mãn độ cứng xoắn

Chương 4 Tính toán thiết kế Ổ Lăn

Giá thành tương đối : 1

4.3.Chọn kích thước ổ lăn :

4.3.1Chọn ổ theo khả năng tải động :

C d = Q m

√L ( 11.1 )

Trong đó : Q – tải trọng động quy ước , kN;

L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay ;

m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn , m= 3 ( đối với ổ bi )

Trang 50

Gọi L h là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ thì :

F r , F a – tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục , kN

V – hệ số kể đến vòng nào quay , khi vòng trong quay V = 1

k t – hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ , khi k t = 1 khi nhiệt độ θ = 105° C

k đ – hệ số kể đến đặc tính tải trọng , tra bảng 11.3 trị số của k đ = 1

X – hệ số tải trọng hướng tâm;

Trang 51

So sánh : F ro > F r 1 suy ra Căn cứ vào F r 0 để tính chọn ổ.

Đối với ổ bi chặn – đỡ : Khi α = 90° ; F r= 0 ; Y = 1

Trang 52

Tổng phần lực tác dụng vào 2 ổ :

F ro = √F AX2

+F AY2 = √6773,142+2025,442 = 2728,56 ( N )

F r 1 = √F BX2+F BY2 = √9848,24 2 +2026,07 2 = 5887,06 ( N )

So sánh : F r 1 > F r 0 suy ra Căn cứ vào F r 1 để tính chọn ổ

Trang 53

Tổng phần lực tác dụng vào 2 ổ :

F ro = √F AX2

+F AY2 = √21368,432+1211,742 = 7214,05 ( N )

F r 1 = √F BX2+F BY2 = √7654,42 2,+1211,742 = 6453,39 ( N )

So sánh : F r 1 > F r 0 suy ra Căn cứ vào F r 0 để tính chọn ổ

Vậy ổ đã chọn thỏa mãn khả năng tải động

4.3.2 Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh :

Đối với các ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay n < 1 vg/ph ,tiến hànhchọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhầm đề phòng biến dạng hư ,theo điều kiện :

Q t ≤ C0

Đối với ổ bi chặn – đỡ tính theo ( 11.19 ) :

Trang 54

Q t = X0 F r + Y0 F a Trong đó :

X0 ; Y0 - hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục tra bảng 11.6 ta được

Trang 55

KẾT LUẬN

 Sau quá trình học tập và nghiên cứu em đã biết cách chọn động

cơ, tính toán bộ truyền đai, thiết kế được bộ truyền trong gồm các thông số bánh răng thẳng , tính toán thiết kế được các trục và ổ lăn.

 Xong trong quá trình tính toán vẫn còn nhiều chỗ chưa hợp lý, sai

số còn lớn.

Trang 56

KIẾN NGHỊ

 Với những hạn chế trên kính mong thầy xem xét và đóng góp ý

kiến để em có thể hoàn thiện hơn về bản đồ án này.

Tài liệu tham khảo

[1] Trịnh Chất , Lê Văn Uyển – tính toán thiết kế hệ dẫn động

cơ khí , tập 1,2 Nxb Giáo dục Hà Nội , 2001

[2] Nguyễn Trọng Hiệp – chi tiết máy , tập 1,2 Nxb Giáo dục Hà Nội , 1994

Trang 57

[3] Ninh Đức Tôn – Dung sai và lắp ghép Nxb Giáo dục Hà Nội , 2004

Định dạng
Số trang	57
Dung lượng	201,22 KB