Đồ án Nguyên lý chi tiết máy

Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quav tác dụng lên trục...21 V... bánh răng thẳng *KH V • Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp... - Chiều dài mayơ bán

AAAAAAAAAAAÁAAÁAAAAAAAAAAAAAAAAAAAAAAAAAAAAAAAAAA

MỤC LỤC

Đầu đề 4

PHẢN I: CHỌN ĐỘNG cơ VÀ PHÂN PHÓI TỶ SÓ TRUYỀN 6

ỉ Chọn động cơ 6

II Phân phối tỷ số truyền 6

PHẰN II: TÍNH TOÁN Bộ TRUYỀN XÍCH 7

I Chọn loại xích 7

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

III Kiếm nghiệm xích về độ bền 8

IV Đường kỉnh đĩa xích 9

V Xảc định các lực tác dụng lên trục 10

PHẢN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 10

ỉ Chọn vật liệu 10

II Xác định ứng suất cho phép 10

III Tính toán bộ truyền cấp nhanh 12

IV Tỉnh toán bộ truyên cấp chậm 16

PHẢN IV: THIẾT KẾ TRỤC 20

I Chọn vật liệu 20

II Xác định sơ bộ đưòng kính trục 20

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

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

V Tỉnh các momen tông và momen tưomg đương 31

PHẦN V: TÍNH TOÁN THEN VÀ Ỏ LĂN 35

I Then 35

II Ỏ lăn 36

III Chọn dung sai lắp ghép ô lăn 39

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

I vỏhộp 39

II Khớp nổi 41

III Phương pháp bôi trơn 41

ĐẢU ĐÈ THIẾT KÉ ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ HỆ THÓNG DẪN ĐỘNG cơ KHÍ

(Đề số: 03 — Phương án: )Trường ĐHSPKT TP.HCM

Khoa XD & CHUD Bộ môn:

Thiêt ke công nghiệp

A ĐÀU ĐẺ

1 Sơ đồ đông:

T0.8T

0.7tck0.3tck

Gồm:

2 Số liêu ban đầu:

3 Đăc diểm của tải trong:

Tải trọng va đập nhẹ, quay 1 chiều

GVHD

Ngày bảo vệ

Ngày giao đề

PHẦN Ị : CHỌN ĐỘNG co ĐIỆN

Ĩ.Chon đông cơ điên:

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

p

- Công suất cần thiết trên trục động cơ điện: P cf = ~

II Phân phối ty số truyền:

a Tỷ số truyền: u = —

Trong đó: nđ c: vận tốc quay của đông cơ

n : số vòng quay của trục công tác

ol 7il : hiệu suất truyền động.

- Qua sô liệu tra bảng 2.13ta được:

Mà uh = u„.uc ( với u„ = 1,2UC).

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

ĨL Xác đinh các thông số của xích và bô truyền:

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

=>số răng của đĩa xích lớn: z2 = ux.Zi = 2.21 = 67< zmax = 120

Ko = 1 : hệ số kế đến ảnh huởng của vị trí bộ truyền (đường tâm đĩa xích so

với phương ngang <40°)

Ka = 1 : hệ số kế 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)

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 < 40°)

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

56700-Do đó: 5 1,7.2027 + 25,86 +17,17

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

dai = p[0.5 + cotg(7ĩ/Zi)] = 25,4[0,5 + cotg(l80/27) = 230 (mm)

da2 = p[0.5 + cotg(7T/Z2)] = 25,4[0,5 + cotg( 180/67) =554 (mm)

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

Ơ H = 0,47 yỊk' ự,Jc đ T+Ĩ\JẼ1 AJc d [ơ H ]

Trong đó:

Kr : Hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích

+ Kri = 0,42 úng với Zi = 27 + Kr2 = 0,22 ứng với z2 = 67 Ft

E = 2,1.1 o5 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

Ơ H < [ Ơ H ] (với cùng vật liệu va nhiệt luyện)

V Xác đinh các lưc tác dung lên truc:

Theo (5.20), Fr= kx Ft = 1,15.2027 = 2331,05 (N)

Với kx = 1,15 :hệ số kể đến trọng lượng tính xích (do bộ truyền nghiêng 1 góc < 40°)

PHẦN m: THIẾT KÉ Bộ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG Hộp GIẢM

TỐC.

L

Chon vât liêu và xác đinh ứng suất cho phép:

-Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:

HB = 192 240 , có ơ b2 = 750 MPa, Ơ M = 450 MPa.

II Xác đỉnh ứng suất cho phép:

ơ Hlim 1 = 2HB + 70 : ứng suất tiếp cho phép.

Ơ-Viim = 1,8 HB : ứng suất uốn cho phép.

S H = 1,1: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

S F = 1,75 : hệ số an toàn khi tính về uốn

+ NHE= 60cX( Tj / Tmax)3 ĩiịti: 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 ở chế độ i của bánh răng đang xét

+ NHE2 = óOc.mAbEtịE (Tị /T max ) 3 tị/Eti

= 60.1 ĩỉẼằỉ 18000( 13.0,7+0,83.0,3) = 9.35.107

NHE2 > NH02 do đó KHL2 = 1

- Tương tự ta cũng có NHEI > NHOI do đó KHLI= 1 Với KHL : hệ số tuổi thọ

- Như vậy theo công thức (6 la) sơ bộ xác định được:

509 + 481,82

- Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng và tính ra NHE> NHO nên KHL= 1, do đó [ơ H ]= min([crH], ;

- Do đó theo (6.2a) với bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1

[°Vi ] = ơ”l i m, KPC.KKLI / Sp= 441.1.1/1,75 = 252 (MPa)

[<y2] = K,, KFL2/ SF = 414.1.1/1,75 = 236,5 (MPa)

- ứng suất quá tải cho phép: theo (6.13) và (6.14) ta có [ ^H ]max = 2,8 ơ ch2 = 2,8.450 =

1260 (MPa)

[ơ>, ]max = 0,8 Ơ M = 0,8.580 = 464 (MPa).

[ơ>2]max = 0,8 ơ ch2 = 0,8.450 = 360 (MPa)

Iĩĩ Tính toán bô truyền cắp nhanh : Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

l Xác đinh sơ bô khoáng cách truc:

Theo (6.15a) :

_\ự ha : Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục Theo bảng 6.6 chọn xự^ 0,3

+Theo bảng 6.5 chọn Ka= 49,5 (đối với bánh răng thắng) : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

Vm = 0,5.‘^.(U2+1) = 0,5.0,3.(2,'88+1) - 0,582

+Tra bảng 6.7 suy ra KH/? = 1,02 ( sơ đồ 7)

= 495,4 (MPa)

- Trong đó :

Xác đinh các thông số ăn khớp:

Kiểm nghiêm răng về đô bền tiếp xúc:

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

2.COSƠ sũi(2.20) = 1,76

*KHp = 1,02 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7

* K Ha = 1: Hệ số kế đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp ( bánh răng thẳng)

*KH V • Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp

dwi = 2aw/(um+l) = 2.108/(2,86+1) = 56 (mm)

—> V = - -— = 4,22 (m/ s)

60000Với V = 4,22 (m/s) theo bảng 6.13 dung cấp chính xác 8 Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 8 và V < 5 (m/s)

+ Theo (6.1 ):' V = 4,22 (m/s) < 5 (m/s), zv = 0,85.v°'' = 0,85.4,22°-‘ = 0,98 Lấy zv = 1: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.

+ Cấp chính xác động học là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5 1,25 JLũn + 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.la ta có:

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

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

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

- Với m = 1,5 (mm), Ys = 1,08 -0,06951n(l,5) = 1,05; YR = 1 (bánh răng quay);

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

-Với hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Y s —

[ơ FÌ ] = [a n ị Yr Ys KxF = 252.1.1,05.1 = 264,6 (MPa).

Tương ứng [ơy2 ] = [a F2 ị 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:

- ứng suất tiếp xúc cực đại: ơ Hmm = ơ H ^K^ t = 455,5(MPa) < [ơ„ ]max = 1260(MPa).

- ứng suất uốn cực đại:

^,max = <r' F X, =107,63 (MPa)< [<7Flmax]= 464 (MPa) crF2max = ơ F2 K qt = 104,72

(MPa) < [ ƠF2ma ]=360 (MPa).

- Đường kính đỉnh răng: dai = 58,5 da2 = 162.

- Đường kính đáy răng: dfl = 51,75 dí2 = 155,25

IV Tính toán bô truyền cấp châm: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

- Trong đó:

SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

2Z.K F Y„.Y a Y,

Vì phân đôi cấp chậm nên 1 Xác đinh

sơ bô khoáng cách truc:

77

- Do đó tỷ số truyền thực là: um = Z2/Zi = 2,22.

Khi đó' cosp = W ( Z 1 + Zz ) = 1 > 5 (32 + 71) = 0;805 => p = 36“38'97".

2 a, 2 2.96

3.

Kiểm nghiêm răng về đô bền tiếp xức:

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

/ / •

J V H V 3 K- u i- d l\

- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dw2 = 2aw2/(um + 1) =2.96/(2,22 + 1) = 59,63 (mm).

_, ', '

- Vận tôc vòng của bánh răng: V = ” = -6 0 Q 0 0 -= 1,56(777/s).

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

Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo (6.1) với v= 1,56 (m/s) < 5 (m/s) —+ Zy — 0,89, VƠI cap chmh xac đọng hoc la 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt Rz = 2,5 1,25 Ị~on =>

ZR = 0,95 Với da < 700 mm => KxH = 1, do đó theo (6.1) và (6.la): [ơh\=[<*h)Z>-Zr-K,h = 495,4.0,89.0,95.1 = 418,&6(MPa).

Như vậy: Ơ H = 468,29(MPà) > \ơ 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=3 l(mm)

+ Theo bảng 6.17 ta được: KFy0= 1,17 (ứng với sơ đồ 3)

+ Theo bảng 6.14 với v<2,5 (m/s) và câp chính xác 9 => KHƠ_ 1,13 và Kpa — 1,37

' ■ Fß ' F a

2.51570.1,17.1,37 = 1,06.

o>2 = ĩnln, =80’85-3’6 = 80,4(MPa) < [o>2]= 248,3

5.

Kiểm nghỉềm răng về quá tái:

T

- Theo (6.48): Hệ số quá tải: K qt — —— 1.

468,29(MPa) < [cr/ymax]= 1260 (MPa).

- ứng suất uốn cực đại: ơ>lmax = cr F] K qt = 80,5(MPa)< [ơ>lmax ]= 464 (MPa).

- Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng: Yp - 1 - /?140c = 1_^897 140= 0.75

- Số răng tương đương: 2,1 = cos3 p 0,80532 3

71

= 61,34

cos3 p 0,805' = 136

- Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh X = 0

- Theo bảng 6.18 ta được: Ypi = 3,62; yF2 = 3,6

-Với m = 1,5 (mm), Ys = 1,08 -0,06951n(l,5) = 1,05; Yr = 1 (bánh răng quay); KxF =

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

[cr n ] = [ơ n i Yr Ys KxF = 252.1.1,05.1 =264,6 (MPa)

Tương ứng [ơ FĨ ] = [ơ F2 l Yr Y s KxF = 236,5.1.1,05.1 = 248,3 (MPa)

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

2.51570.1,68.0,71.0,75.3,62độngơ>! = - oo o ne n 1 c -= 80 ’ 85 (MPa) < [ơ Fl ] = 264,4 (MPa)

28,8.95,63.1,5 + ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:

d] = 65 (mm).

(mm) dfi =61,25 (mm)

PHẦN IV: THIÉT KÉ TRỤC

ĩ Chon vât liêu:

giới hạn bền ơ b = 600(Mpa) ; và giới hạn chảy <J ch — 340(Ằặ?a).

- ứng suất xoắn cho phép [t] = \2 20(Mpa).

ỈL Xác đinh SO’ bô đưòng kính truc:

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

Với IV] lấy trị số nhỏ đối với trục vào, và lấy trị số lớn đối với trục ra

ĨĨI Xác đỉnh khoáng cách giữa các gối đỡ và điểm đăt lưc:

- 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 tố khác

- Từ đường d có thể xác định gần đúng chiều rộng 0 lăn bo theo bảng 10.2

di - 25 (mm) => bo 1 =17 (ram)

d2 = 30 (ram) => b02 = 19 (mm)

d3 = 40 (ram) => b()3 = 23 (mm)

- Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục I Xác định theo công thức (10.10)

lmi3 = (l,2 1,5)di= (30 37,5) mm Chọn lmi3= 35 (mm)

- Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng trên trục II:

Khoảng cách tù’ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: K3 = 10.

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

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

- Khoảng cách giữa các khớp nối: lu = 121 = 131 = 2123 = 2.102 = 204 (mm)

IV Xác đinh tri số và chiều của các lưc từ chi tiết quay tác dung lên truc:

+ Lực vòng : F,1= = 2.37073/56= 1324 (N).

=> Fti = FX!3= FX23 = 1324 (N)

+ Lực hướng tâm: Fri = -^^.tanoitw = 1324.tan20°= 482 (N)

cosp

=> Fri = Fy!3 = Fy23 = 482 (N).

- Trong mặt phang Oyz ta có:

- Phản lực tại các gối tựa:

Xét phương trình mômen tại điểm O:

ÿo(F;) = 0«Vn-^; = 0

- Phản lực tại các gối tựa:

Xét phương trình mômen tại điểm O:

= 748(A0

Phương trình tổng lực theo phương x:

— 0 ^ ~F x \2 ~ ^vio + F x n — F xX I = 0 => ^,0 = F xn - F xì ,-^=1324-748-300 = 276( V) BTÉƯ ĐÒ MOMEN TRỤC T:

2 TRŨC II:

- Sơ đồ lực không gian của trục II:

- Trong mặt phăng Oyz:

- Phản lực tại các gối tựa:

Xét phương trình mômen tại điểm O:

=> F, n = 2 .F y22 -F y23 - F y2l = 2.972 - 482 - 732 = 732(V).

- Trong mặt phang Oxz:

Xét phương trình mô men tại O:

- Trong mặt phang Oyz:

- Phản lực tại các gối tựa:

Xét phương trình mômen tại O:

Trong mặt phẳng Oxz:

- Phản lực tại các gối tựa:

Xét phương trình mômen tại O:

V Tính các momen uốn tống và momen tương đương tai các tiết diên trên chiều dài truc:

- Đường kính các đoạn trục được đưa ra bảng sau:

VI.Kiểm nghiêm truc về đô bền mỏi:

1 Thép C45 tôi thường hóa có: ơ h = 600

Mpa Ơ_Ị = 0,436.ơy = 0,436.600 = 261,6 (Mpa); r_j = 0,5

8.CF, =0,58.261,6 = 151,7 (MPa).

Theo bảng 10.7 ta được: y/ ơ — 0,05; y/ T = 0

2 Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó

ơ J = 0 (theo 10.22), ơ mj = 0 Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì

mạch động, do đó T =r (tính theo 10.23).

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

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

Trục I: tiết diện 10 lắp ố 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

Tiết diện Đường kính

- Các trục gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiếm yêu cầu đặt

Ra = 2,5 0,63 ¿im , theo bảng 10.8 hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt

k„= 1,06

- Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt nên do đó hệ số tăng bên ky = 1

- Theo bảng 10.12, khi dùng dao phay ngón hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then là:

Trong đó: [S] = 1,5 2,5 là hệ số an toàn cho phép

Sạị: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp.

C Ơ -1

A adj • ơ aj + ¥ ơ • ơ mj

Sỹ : Hệ Số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện J.

- Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ đối xứng Do đó

_ M j

với Mj theo công thức (10.15)

- Ket quả tính toán được ghi ra bảng sau:

Lắpcăng

Rãnhthen

Lắpcăng

* Ket luân:Ta thấy các tiết diện nguy hiểm trên đều đảm bảo an toàn về độ bền mỏi trù’ tiết diện

- Tính và chọn theo tính chất ta có chiều dài then được cho trong bảng 9.1

- Ta có bảng kiểm nghiệm then như sau:

- Theo bảng 9.5 với tải trọng va đập nhẹ, dạng lắp cố định:

- Vì không có lực dọc trục (Fa = 0) nhưng để thuận tiện ta chọn ố bi đỡ-chặn chocác gối đỡ 0 và 1.

trung có ký hiệu 304, có đường kính trong d = 20 (mm), đường kính ngoài D = 52(mm), khả năng tải trọng động c = 14,0 (kN),khả năng tải trọng tĩnh Co = 9,17 (kN)

a Kiếm nghiệm khả năng tải động:

-Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ố 0:

- Khả năng tải trọng động theo công thức (11.1): Cd= Q’^ÎL

Với m : bậc của dường cong khi thử về ổ lăn.m = 3 ( dùng cho ổ bi)

L : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

Q : tải trọng đông qui ước Q = 943,044 (N)

Theo bảng 6.4 : K HE= 0,5 (thép tôi cải thiện)

tz= 18000

LH = 0,5.18000 = 9000 (giờ)

.>C,.«3’1|^.«Ipp^.8672OT.

=> Cd = 8,672 (kN) < c = 14,0 (kN) Vậy khả năng tải trọng động của ổ lăn được đảm bảo

b Kỉếm nghiệm khả năng tải tĩnh:

- Ta có Fa = 0, theo công thức (11.19) : Qti = X0.Fr

(Xo = 0,6 theo bảng 11.6 đối với ổ bi đỡ)

=> Qti = 0,6.0,786 = 0,4716 (kN)