đồ án nguyên lý chi tiết máy

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí.

LỜI NÓI ĐẦU:

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong

cơ khí Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơkhí hiện đại Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động làcông việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước Hiểu biết,nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động lànhững yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, cóthể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất.Đốivới các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phậnkhông thể thiếu

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kếhộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các mônhọc như Nguyên lý- Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí , và giúp sinh viên cócái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí.Hộp giảm tốc là một trong những bộphận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết

cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện cácsinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiếtvới một sinh viên cơ khí

Em chân thành cảm ơn chân thành nhất đến thầy Văn Hữu Thịnh và cácthầy trong khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trìnhthực hiện đồ án

Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi,

em rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn

Sinh viên thực hiện:

Trần Hoài Linh

= 1 Hiệu suất nối trục

= 0,98 Hiệu suất một cặp bánh răng

= 0,93 Hiệu suất bộ truền xích

II. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

1. Chọn loại xích

Vì vận tốc thấp, không yêu cầu làm việc êm nên chọn xích con lăn

2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền

Theo bảng 5.4 với u=3, chọn số răng đĩa xích dẫn =25

=1 (vị trí trục được điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích)

=1,25 (bộ truyền làm việc 2 ca)

=1,3 (môi trường làm việc không có bụi)

Đường kính vòng chia đĩa xích bị dẫn 379Đường kính vòng đỉnh răng đĩa xích dẫn 133,6Đường kính vòng đỉnh răng đĩa xích bị dẫn 386,7Đường kính vòng chân răng đĩa xích dẫn 114,94Đường kính vòng chân răng đĩa xích bị dẫn 366,9

= 60c∑ (

= 24000.( = 92,26

Vì > = 4 do đó = = 1

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Bộ truyền quay một chiều = 1

Theo (6.15a) = ( +1) , trong đó:

= 43 hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng = /2 = 16215,1/2 = 8107,55 (N.mm)

] = 504,5 (MPa) ứng suất tiếp xúc cho phép

- = 274 h s nh hệ ố ả ưởng đ n tính v t li u c a các bánh răng ăn ế ậ ệ ủ

= 1 h s nh hệ ố ả ưởng đ n v n t c vòng, v i c p chính xác đ ngế ậ ố ớ ấ ộ

h c là 9, ch n c p chính xác v m c ti p xúc là 9, khi đó c n giaọ ọ ấ ề ứ ế ầcông đ t đ nhám:ạ ộ

- Đường kính vòng chia:

= = = 35,4 (mm) = = = 124,6 (mm)

- Đường kính đ nh răng:ỉ

= + 2m = 35,4 + 2.1,5 = 38,4 (mm) = + 2m = 124,6 + 2.1,5 = 127,6 (mm)

- Đường kính vòng đáy răng:

= – 2,5m = 35,4 – 2,5.1,5 = 31,65 (mm) = – 2,5m = 124,6 – 2,5.1,5 = 120,85 (mm)

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc sinh ra trên mặt răng

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng được xác định theo:

= 1 hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng

= 1 hệ số kể đến kích thước bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn

= 91,55 < 297,6 (MPa) = []

= 86,73 < 279,7 (MPa) = [] thỏa điều kiện độ bền uốn

e) Kiểm tra răng về quá tải:

- Hệ số quá tải = 1

- Kiểm nghiệm quá tải về độ bền tiếp xúc:

= = 399,85 = 399,85 < 1260 (MPa) =

- Kiểm nghiệm quá tải về độ bền uốn:

Da2= 160 (mm)Đường kính vòng chân răng Df1=51(mm)

Df2= 151 (mm)

• Kiểm tra điều kiện bôi trơn:

Để đảm bảo điều kiện bôi trơn thì

Chọn vật liệu chế tạo là thé C45 có = 750 (MPa)

Ứng suất xoắn cho phép là [τ] = 12 – 20 (MPa)

Chọn d2= 30 mm => = 19 mm

Chọn [τ] = 30, = = 29,03 (mm)

Chọn d3=35 mm => = 21 mm

3. Xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực

- Chiều dài mayơ bánh răng trụ:

= (1,2 1,5) với i = 1;2;3

Trên trục I: chọn = = 30 (mm)

Trên trục II: chọn = = 40 (mm)

= 37 (mm)Trên trục III: chọn = = 37 (mm)

= 10 khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

= 15 chiều cao nắp ổ và dầu bu lông

- Các khoảng cách lần lượt là:

Trục I:

= - = 0,5( + ) + +

= 0,5(34 +15) + 10 + 15 = 49,5 (mm) = = 0,5( + ) + +

=0,5(40+19)+8+5

= 42,5 (mm) = = 2 - = 2.89 – 42,5 = 135,5 (mm)

= + 0,5( + ) +

= 135,5 (mm) = = = 2 = 178 (mm)

Trục II:

=0,5(lm22+b02)+k1+k2= 42,5 (mm) = 89 (mm)

MAx = 0  Fkn.49,5 – 458,054.42,5 – 458,054.138,5 + XB.178 =0

 XB = 432,58 (N)

 XA = 575,14 (N)

Fr1 + Fr2 = YA + YB  YA=YB = 210 (N)

Momen uốn tổng M và momen uốn tương đương Mtđ , đường kính sơ bộ các tiết diện của trục II :

M =

Mtđ =

= với [σ] = 63 (Mpa) Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục (tra bảng 10.5)

Momen uốn tổng M và momen uốn tương đương Mtđ , đường kính sơ bộ các tiết diện của trục III :

= 1 (không dùng các phương pháp tăng bền)

Thay số vào ta được bảng hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của các trục:

Với [S] là hệ số an toàn cho phép, [S] = 1,5 2,5 , nều [S] > 2,5 thì không cần kiểm nghiệm độ cứng của trục.

Do đó theo bảng trên thì trục thỏa độ bền mỏi và không cần kiểm nghiệm độ bền cứng

7. Kiểm nghiệm độ bền then

Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập

= ≤ [] (100MPa)Điều kiện bền cắt :

= ≤ [] (60 90MPa)Với = (0,8 0,9)lm, bảng kết quả:

L = = = 4147,2 triệu vòng

m = 3 bậc của đường cong mỏi

Tải trọng quy ước: Q = (x.v + y.)

m = 3 bậc của đường cong mỏi

Tải trọng quy ước: Q = (x.v + y.)

3 Trục III

Chọn ổ bi đỡ 1 dãy 6207 có d= 35 mm D= 72 mm, c= 27 kN Co= 15,3 kN

- Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:

4 Chọn khớp nối

- Momen xoắn : T1 = 16215,1 Nmm

- Hệ số chế độ làm việc : K = 1,5

- Tt = T1.K = 16215,1.1,5 = 24322,65 NmmVới d = 18 mm

Điều kiện sức bền chốt : = = = 24,12 MPa < [] = (60 MPa

 Thỏa điều kiện bền chốt

Chọn vỏ hộp đúc mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường làm các trục để việc lắp ghép được dễ dàng GX 15-32

- Chiều dày thân hộp

- Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp:

Để cố định hộp giảm tốc trên bệ máy ở thân hộp có làm chân đế Chân

đế làm 2 phần để giảm vật liệu tạo điều kiện thoáng qua đáy hộp

Để tăng độ cứng của vỏ hộp ta làm thêm các phần gân (xác định trên bảng vẽ lắp)

Để tháo dầu cũ thay dầu mới thiết kế lỗ tháo dầu ở phần đấy hộp, kích thước nút tháo dầu được tra trong bảng

Các kích thước của nút tháo dầu như sau :

Để điều hòa không khí trong và ngoài hộp ta dùng nút thông hơi M27 x

2 ghép trên nắp cửa thăm các kích thước tra bảng

Để ngăn cách mỡ trong ổ với dầu trong hộp, người ta thường dùng vòng giữ dầu (mỡ) Vòng này gồm từ 2 đến 3 rãnh tiết diện tam giác

Cần lắp sao cho vòng lót ra ngoài vỏ 1 ÷ 2 mm Khe hở giữa vỏ (hoặc ống lót) với mặt ngoài của vòng ren lấy khoảng 0,2mm.

Để nối trục I với động cơ ta dùng khớp nối trục đàn hồi

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập một - PGS.TS.TrịnhChất - TS Lê Văn Uyển

2 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập hai - PGS.TS.Trịnh Chất

- TS Lê Văn Uyển_nhà xuất bản Giáo Dục

3 Thiết kế đồ án chi tiết máy – TS Văn Hữu Thịnh – TS NguyễnMinh Kỳ