thiết kế Đồ án chi tiết máy truc vít bánh vít

Đồ án Chi Tiết Máy Đề số 16 – 52KTOT GVHD: Trần Ngọc Nhuần

SVTH: Trần Văn Đoàn – MSSV:52130332 Trang 1

TRƯỜNG ĐẠI HỌC NHA TRANG

KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC:CHI TIẾT MÁY

Sinh viên thực hiện:TRẦN VĂN ĐOÀN . MSSV:52130332

LÊ THÀNH ĐẠT .MSSV :52130334

Ngành đào tạo:Công nghệ kỹ thuật ô tô

Giáo viên hướng dẫn:PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc.

Ngày hoàn thành: Ngày bảo vệ:

ĐỀ TÀI

Đề số 16: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN CƠ KHÍ

HỆ THỐNG BĂNG TẢI

Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm:

1- Động cơ điện; 2- Khớp nối ; 3- Hộp giảm Trục vít bánh vít 1 cấp; 4- Bộ truyền

xích; 5- băng tải.

Số liệu thiết kế:

Lực vòng định mức trên tang, P=10 (KN) :

Vận tốc vòng băng tải, v =0,8 (m/s):

Thời gian phục vụ, L(năm)=15 ×250 ngày × 3 ca ×3 giờ :

Tính chất tải trọng : tĩnh

YÊU CẦU

01 thuyết minh, 01 bản vẽ lắp A0; 01 bản vẽ chi tiết.

F

v



NỘI DUNG THUYẾT MINH

1. Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động.

2. Tính toán thiết kế các chi tiết máy:

a. Tính toán các bộ truyền hở (xích).

b. Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (trục vít – bánh vít 1 cấp).

c. Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực

d. Tính toán thiết kế trục và then.

e. Chọn ổ lăn và nối trục.

f. Chọn thân máy, bu lông và các chi tiết phụ khác.

3. Chọn dung sai lắp ghép.

4. Tài liệu tham khảo.

MỤC LỤC

Trang

MỤC LỤC ................................................................................................................................. 3

LỜI NÓI ĐẦU .......................................................................................................................... 5

PHẦN 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN .......... 6

1.1. Chọn động cơ ................................................................................................................... 6

1.2. Phân bố tỷ số truyền ......................................................................................................... 7

1.3. Bảng đặc tính .................................................................................................................... 8

PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY ...................................................... 9

2.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH ỐNG CON LĂN ......................................................... 9

2.1.1. Xác định thông số xích và bộ truyền ......................................................................... 10

2.1.2. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền ............................................................................. 11



2.1.3. Đường kính đĩa xích .................................................................................................. 11

2.1.4. Xác định lực tác dụng lên trục .................................................................................. 12

2.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG ....................................................................... 12

2.2.1. Cấp chậm:bánh răng trụ răng nghiêng ...................................................................... 12

2.2.1.1. Chọn vật liệu ...................................................................................................... 12

2.2.1.2. Xác định hệ số tuổi thọ ..................................................................................... 13

2.2.1.3. Giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn ....................................................... 14

2.2.1.4. Ứng suất cho phép ............................................................................................. 14

2.2.1.5. Chọn hệ số .......................................................................................................... 15

2.2.1.6. Xác định sơ bộ khoảng cách trục ....................................................................... 15

2.2.1.7. Modun răng, góc nghiêng răng, tỉ số truyền ...................................................... 15

2.2.1.8. Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng ......................................... 16

2.2.1.9. Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền ................................................................ 16

2.2.1.10. Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng bánh răng ........................................... 17

2.2.1.11. Chọn hệ số tải trọng động ................................................................................ 17

2.2.1.12. Kiểm nghiệm độ bền ........................................................................................ 18

2.2.1.13. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng nghiêng ............................... 19

2.2.2. Cấp nhanh: bánh răng trụ răng nghiêng .................................................................... 20

2.2.2.1. Chọn vật liệu ...................................................................................................... 21

2.2.2.2. Xác định hệ số tuổi thọ ..................................................................................... 21

2.2.2.3. Giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn ....................................................... 21

2.2.2.4. Ứng suất cho phép ............................................................................................. 22

2.2.2.5. Chọn hệ số .......................................................................................................... 22

2.2.2.6. Xác định sơ bộ khoảng cách trục ....................................................................... 23

2.2.2.7. Modun răng, góc nghiêng răng, tỉ số truyền ...................................................... 23

2.2.2.8. Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng ......................................... 24

2.2.2.9. Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền ................................................................ 34

2.2.2.10. Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng bánh răng ........................................... 24

2.2.2.11. Chọn hệ số tải trọng động ................................................................................ 24

2.2.2.12. Kiểm nghiệm độ bền ........................................................................................ 25



2.2.2.13. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng nghiêng ............................... 26

2.3. THIẾT KẾ TRỤC – CHỌN THEN ................................................................................. 26

2.3.1. Chọn vật liệu chế tạo các trục ................................................................................... 26

2.3.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực ............................................ 27

2.3.3. Xác định lực tác dụng lên trục .................................................................................. 27

2.3.4. Chọn then bằng và kiểm nghiệm then ....................................................................... 36

2.3.5. Kiểm nghiệm trục ...................................................................................................... 37

2.4. TÍNH TOÁN Ổ LĂN – NỐI TRỤC ................................................................................ 38

2.4.1. Tính chọn nối trục đàn hồi ........................................................................................ 38

2.4.2. Tính chọn ổ lăn .......................................................................................................... 39

PHẦN 3: CHỌN THÂN MÁY, BULONG VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ .................................... 46

1. Xác định kích thước của vỏ hộp .......................................................................................... 46

2. Các chi tiết phụ khác ............................................................................................................ 47

3. Chọn Bulong ........................................................................................................................ 50

4. Dung sai và lắp ghép ............................................................................................................ 54

TÀI LIỆU THAM KHẢO ......................................................................................................... 55

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 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.

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó

đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất. Đối với các hệ thống

truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.



Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc,

qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Cơ kỹ thuật, Chi

tiết máy, Vẽ kỹ thuật...; và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí.Hộp

giảm tốc là một trong những bộ phận 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 các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ Cơ khí, đây là điều rất cần thiết

với một sinh viên cơ khí.

Em chân thành cảm ơn thầy TRẦN NGỌC NHUẦN, đã giúp đỡ em rất nhiều trong

quá trình thực 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 và các bạn

Sinh viên thực hiện

Thân Trọng Khánh Đạt

Phần 1: XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CHÍNH

1.1. CHỌN ĐỘNG CƠ:

1.1.1 Tính công suất làm việc:

Vì tải trọng không thay đổi nên

Nev=



1.1.2 Công suất của động cơ (Ndc)

Ndc = ηt : hiệu suất chung của bộ truyền động

Ta có: ηt = η1 . . η3 . η4 . η5

Với:

: hiệu suất khớp nối

: hiệu suất cặp ổ lăn

: hiệu suất 1 cặp bánh vít

: hiệu suất bộ truyền xích

: hiệu suất băng tải

Tra bảng: 1 trang 23 nhà xuất bản giáo dục

ηt=1 . 0,993

. 0,70 . 0,93 . 0,96 =0.61

Ndc = = 13,11 (kW)

1.1.3 Tốc độ quay

1.1.3.1 Tốc độ quay làm việc của động cơ ( nev )

là tốc độ quay của trục tang

nlv =

nlv = = 51 (vòng/phút)

1.1.3.2 Tốc độ quay của động cơ nđc

nđc = i..nlv trong đó: i tỉ số truyền chung

theo bảng 6



ta được ix = 2 6 i=ix.ih =(2 5) (7 40) = 14 200

his = 7 40

nsb = nlv .i = (14 200) (51) = 714 12240

Tra bảng 3 điều kiện

Mđm Nđc

Chọn động cơ điện DK 63-4

Các thông số động cơ như sau:

Kiểu

động cơ

Công

suất(kN)

Vận tốc

quay

V/phút

Cos

GD2

(kgm2)

DK63-4 14 1460 0.88 1.4 2.3 0.75

1.1.4) Kiểm tra động cơ điện

a) Kiểm tra thời gian khởi động

tkd = = (3

Mm : mômem mở máy của động cơ

Mđm: mômem định mức

Mm = Bm . Mđm = Bm .

Bm : hệ số mở mômem mở máy

Bm =

Mm = 1,4 (Nm)

Nđm = = = 91575 (Nm)

A = = = 70,07



B = = 25

trong đó Pmax : lực căng lớn nhất trên dây cáp

V : vận tốc kéo trên tang m/s

n : tốc độ quay động cơ V/phút

η : hiêuk suất truyền động của hệ thống

GD2 : mômem bánh đà

Vậy 3,11 . (s)

thỏa mãn điều kiện

b) Kiểm tra mở máy ( )

với Mc mômem ban đầu:

Mc = Mt + Md

Mt = Pmax . = = 1500 Nm

= . = 13985,38 (Nm)

Mc = 1500 + 13985,3 = 15485,38

Nm Mc : thỏa mãn vật máy đã chọn phù hợp

1.2. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:

1.2.1 Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động:

mà i = ix . ih



chọn tỉ số truyền xích ix = 2 6

chọn ix = 2

mà i = ix . itv-bv = 28,6

itv-bv = = 14,3

1.2.2 Tốc độ quay trên các trục

1.2.3 Công suất truyền trên các trục

*Mômem trên các trục

1279233,36 (N.mm)

Bảng thông số động lực học của hệ hệ truyền dẫn

Trục Trục I Trục II Trục III Trục IV



i 1 14,3 2

N(kN) 13,11 12,98 8,99 7,95

N(V/ph) 1460 1460 118,69 59,35

Mx 85753,77 84896,23 723411,59 1279233,36

PHẦN 2

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐỘNG



2.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH:

2.1.1. Chọn loại xích:

Vì vận tốc của đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích nên chọn xích con lăn

Số răng của đĩa xích nhỏ Z1 = 29 – 2i 19

Z1 = 25 ( thỏa điều kiện )

Số răng của đĩa xích lớn Z2 = i . Z1 120

Z2 = 2 . 25 = 50

Nên ta chọn Z2 = 51 (răng)

Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền

Xác định hệ số sử dụng xích

Kđ = 1,2 ( tải trọng va đập )

Ka = 1 (vì lấy khoảng cách trục a 40t )

Kđc =1 ( bộ truyền có thể điều chỉnh được )

Ko = 1 ( )

Kc =1,45 ( làm việc 3 ca )

Kb = 1,5 ( bô trơn định kì )

Hệ số sử dụng xích [ công thức 12 – 18 ]

K=

= 1 . 1,2 . 1 . 1 . 1,45 . 1,5 = 2,61

Hệ số răng đĩa xích dẫn

K2 = =

Hệ số vòng quay lấy tra bảng 12.5

: số vòng quay trục dẫn



Công suất tính toán

N : công suất danh nghĩa cần truyền của bộ truyền

Tra bảng 25 trang 51 : thiết kế chi tiêt máy

[N] =36,3 t = 38,1 xích 1 dãy

Xác định khoảng cách trục sơ bộ a =40t

Tính số mắt xích theo công thức (12-4) chi tiết máy GS-TS Nguyễn Trọng Hiệp

=

Lấy chính xác khoảng cách trục a [Công thức 12-4]

= 1515,81 mm

Để xích khỏi chịu lực căng quá lớn, rút bớt đi một lượng khoảng cách trục a một lượng

Vậy

Tính đường kính các đĩa xích ( công thức 12-1)

Đường kính đĩa xích dẫn

Lực tác dụng lên trục ( theo công thức 12-16)



Lấy hệ số kt = 1,15

Trong đó kt : hệ số xét đến tác dụng của trọng lượng xích lên trục

Lực vòng [ công thức 12-12]

2.2 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT – BÁNH VÍT

2.2.1 Vận tốc sơ bộ :

Vì vận tốc trượt sơ bộ chon vật liệu đồng thanh làm vành răng bánh vít,

ăn khớp trục vít bằng thép C45 tôi bề mặt. Vành răng bộ truyền được chế tạo cấp chính xác 9,

đúc khuôn cát

2.2.2 Ứng suất cho phép của đồng thanh chọn theo điều kiện tránh dính với

vận tốc sơ bộ 5,72 m/s lấy bảng 44/80

b) Ứng suất uốn cho phép

tra bảng 44 :

Theo công thức ( 11-31)

vì tải trọng khoong đổi nên có số chu kỵ hay tải trọng tĩnh

: tổng số giờ làm việc của bộ truyền



c) Ứng suất quá tải cho phép

2.2.3 Chọn mối ren trục vít và số răng bánh vít Z2

Chọn số mối ren Z1 =1 4

Z1 = 3 , hệ số đường kính 10 mm

Số răng bánh vít Z1 =i.Z2 = 14,3 .3 =43 với Z1 =3 chọn sơ bộ hiệu suất 0,85

Có Z1,Z2 số vòng quay thực của trục bi dẫn

Mômem xoắn trên bánh vít

2.2.4 Tính sơ bộ khoảng cách trục

Vì tải trọng tĩnh

Hệ số tải trọng động tra bảng 11-5 với cấp chính xác 9,

v =5,72 m/s

Môđun

2.2.5 Vận tốc trượt [ công thức 11-13]

Vận tốc trượt khoảng 7,89 m/s đúng như dự đoán, do đó vận vật liệu làm vành răng bánh vít

trị số và hệ số tải trọng động đã chọ là đúng.

Để tính hiệu suất cần xác định góc vít γ theo công thức 11-2

Hệ số ma sát f = 0,03 do đó



Lẽ ra theo bảng 11-3 có thể lấy f = 0,02 nhưng vì răng vít làm bằng đồng thanh không có thiếc,

cho nên lấy tăng thêm theo công thức 11-18

phù hợp với dự đoán

2.2.6 Kiểm nghiệm ứng suất uốn theo công thức 11-26

Số răng tương đương tra bảng 11-6 hệ số dạng răng

Đường kính vòng chia bánh vít

Đường kính vòng chia trục vít

Đường kính vòng chia đỉnh trục vít

ha : hệ số chiều cao đầu răng : ha= 1,0

chiều rộng b2 của bánh vít

b2= 0,75.da1 = 0,75 .120 = 90 mm

Ứng suất uốn trong răng bánh vít

Trong đó

2.2.7 Xác định kích thước bộ truyền động

Khoảng cách rục:

Vì không có yêu cầu phải lấy aw theo tiêu chuẩn cho nên không cần dịch

chỉnh góc α =20o

Kích thước trục vít

Kích thước vòng đáy ren vít

: hệ số chiều cao chân răng

= 1 + 0,2 = 1,2 (c* hệ số khe hở hướng tâm)

Chiều dài phần cắt ren của trục vít

Vì trục vít được mài cho nên lấy thêm

Vậy lấy b1 = 165 mm



Vì

Kích thước bánh vít

Đường kính vòng đỉnh và vòng đáy răng bánh vít

= 2[265 – 10(0,5 . 10 + 1,2)] = 406 mm

Chiều rộng

Nữa góc tiếp xúc ren trục vít với răng trục vít

Đường kính lớn nhất của bành vít



.

Phần 3 THIẾT KẾ TRỤC

3.1 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục:

Trục thường chế tạo bằng thép cacbon và thep hợp kim, trục của máy chịu tải trọng lớn nen

ta chọn thép C45 nhiệt luyện

3.2 Tính chọn sơ bộ trục

Dựa vào số liệu cho trước

Số vòng quay : n= 1460 vòng/ phút

Tỷ số truyền i = 2, itv-bv = 14,3

Thép C45 tôi có

Theo công thức 7.1 tr86 đường kính trục thư

`



Tra bảng 10.2 ta chonk sơ bộ đường kính trục và bề rônhj ổ lăn theo trục

Vì trục I nối với động cơ qua khớp nối và trục vào hộp giảm tốc nên đường kính sơ bộ

nên ta chọn d1 = 30 mm

d1 = 30 mm

d3 = 60 mm

từ đó ta suy ra gần đúng chiều rộng ổ lăn b

3.3. Tính gần đúng

a) Phát thảo kết cấu hộp giảm tốc

theo sơ đò động đã chọn thông số hình học các bộ truyền đã được tính ta có bảng số liệu sau

hn

l23

l22

lm22

lm12

l13

l12 l11

l21

k1

b0 k1

hn

k3 lm23

k3



Ký hiệu Tên gọi Quan hệ kích thước

A Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết

quay đén thành trong hộp a=15 mm

Bv Chiều rộng bánh vít Bv= 84 mm

B,B1,B2 Chiều rộng ổ lăn

C Khoảng cách giữa chi tiết quay C=15 mm

Chiều dày thân hộp



b) Xác định khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực

Trục I ( Trục vít)

Theo công thức

Trong đó

: chiều dài mayơ nửa khớp nối đối với trục đàn hồi

l2 Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong

của hộp

l2=10 mm khi bôi trơn bằng

dầu chứa trong hộp

l3 Chiều cao cảu lắp và đầu bu-lông l3=20 mm tính theo cấu tạo của

nắp, kiểu lót kín và cách định ổ

l4 Khoảng cách tùe nắp ổ đến mặt cạnh của

chi tiết quay ngoài hộp l4= 15 mm

L1 Chiều các giữa hai gối đỡ trục vít N2 =8 18 kW

L1=0,9 d2 =405 mm

L2 Khoảng cách giữa hai gối đõ trục vít

L2=

2.120+2.

h1,h2

Khoảng cách từ mặt phẳng đi qua trục

bánh vít đến các gối đỡ trục vít

H1=

Vì N2 =8 kW



Sơ đồ trục I

Trục II ( trục lắp bánh vít)

Trong đó chiều dài mayơ bánh vít

Với

Trong đó : chiều dài mayơ đĩa xích

Sơ đồ Trục II



d) Lực từ khớp nối tác dụng lên trục

Lực vòng P1 trên trục vít bằng lực dọc trục Pa2

Lực vòng trên bánh vít bằng lực dọc trục trên trục vít

Thành phần lực hướng tâm trên trục vít bằng lực hướng tâm trên bánh vít

Với

Tìm phản lực tại các gối

Theo phương y :

P 1

F

Pa1

P r1

0 1

`

RBy

RY1

RBx RX1 nt

Trục I

Sơ đồ lực tác dụng lên trục



Theo phương x ta có:

Giá trị mômem

a) tại B

b) Tại C

C)tại G

Mômem xoắn

Mômem tại tiết diện 1 :

Mômem tại tiết diện 2:



Mô men tại G



l12 l13

l11

Fnt

Rx1

Ry1 P1

Rx1

Ry1

35137,93

Nmm

189497,48

Nmm

Mx

131740,425

Nmm

My

T

84896 Nmm

Φ25 H7/k6

Φ40 k6

Φ43

0 1

2 3

Trục I



Kiểm nghiệm hệ số an toàn

Trong đó là hệ số an toàn khi chỉ xét riêng ứng suất uônd và ứng suất xoắn

Ta có

Trong đó là giới hạn mỏi uốn, mỏi xoắn trong chu kỳ đối xứng của đường kính

7-10 , được tính gần đúng theo công thức

biên độ ứng suất uốn và ứng suất xoắn trong tiết diện trục: ứng suất uốn và xoắn

trung bình

ứng suất được coi như thay dổi theo chu kỳ đối xứng do đó

+ a = max = M/W = 331682,86/2000π=52,79

W:momen cản uốn W = πd3/32 =π.40

3/32 =2000π

Ứng suất xoắn được thay đổi theo chu kỳ mạch động(trục quay một chiều)

m = a = 0,5 max = 0,5 .T/Wo =,0,5.84896,23/4000π = 3,38

Wo lực momen xoắn theo tiết diện trục

, hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất tính đến độ bền mỏi

= 0,10 , = 0,05

k , k hệ số đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến độ bền mỏi

tra bảng 59,60,61,62 ta được k = 1,75; k = 1,6

, - hệ số ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục tra bảng 57 ta có

= 0,85; = 0,73;

48,2

0.1,079,52.85.0

75.1

270

s

79,19

38,3.05,038,3.73,0

6,1

150

s



s = 22/. ssss 19,79.2.48/ 22 48,279,19 = 2,46 > [ s]=1,5÷2

[s] hệ số an toàn cho phép

Kết luận:vậy lấy đường kính trục d=40 mm

2.Tính trục raTrục II:

Phân tích phản lực tại các gối đỡ:

- Moment uốn quanh trục X do lực dọc trục Fa2 gây ra tại mặt cắt 21:

+ MX = pa2.d2/2=365085,05

- Lực do bộ truyền xích (phương chiều như hình vẽ):

Fr =4669,08

- Lực vòng trên bánh vít:P2 = 3364,7N

- Lực hướng tâm trwn bánh vít Pr2 = 1278,47 N

- Fx = Fr .cos600=2234,54 N

Fy = Fr .sin600

=3870,33 N

- Tìm phản lực tại các gối

Chiếu lên Phương trình cân bằng ta có:

Theo phương y :

Pa2

P 2

P r2

F rx

0 1

RY1

PY21

RX20

PX2

TrụcII Fry



chiều chọn ngược lại

Theo phương x ta có:

Do R1x lớn hơn 0 nên chọn chiều ngược lại như sau

Giá trị momen

Mx1 = -R1x.l22 =-84154,13 N.mm

Mx2 = Fx.lc23 = 213398,57 N.mm

My1 = -R1y.l22 = -(-1600,87).82,5 = 132071,76 Nmm

My2 = 369616,52 Nmm

Mx3 =723411,59 N.mm



l22

l21

l23

Rx1

Pr2

P2

Pa2

Rx2

Ry2

Fx 0 1 2

3

84154,13Nmm

213398,57 Nmm

132071,76Nmm

723411,59Nmm

Mx

My

T

Fy Ry1

Trục II

369616,52Nmm



Đường kính các đoạn trục:

22 .75,0 jjtdj TMM . 22

xjyjj MMM

- 0.75,0 2

0

2

00 TMM td

- 2

1

2

11 .75,0 TMM utd

Mx1 = 95,5.Fx = 213398 N.mm

My1 = 95,5.Fy= 369616.56 N.mm

Vậy Mtd1= 758055,78

- 2

222 .75,0 TMM utd

Mx2 = l22.Rx1=84154,13 Nmm

My2 = -l22.Ry1 =132071,78 Nmm

Mu = 156604,1911 Nmm

Mtd2 =645769,4 Nmm

- 2

333 .75,0 TMM utd

Mu =0

Vậy Mtd3=616492,81 Nmm

Vì d2=60 nên chọn =50 MPa

3

.1,0

tdj

j

Md

TrụcII

Mtd0 0

Mtd1 758055,78

Mtd2 645769,4

772316,5 1

2 1

2 1 x y u M M M



Mtd3 6166492,81

d0 0

d1 53,32

d2 50,55

d3 49,77

Trong đó, MPa63 . Tuy nhiên để đảm bảo yêu cầu về công nghệ kết hợp với yếu tố về độ

bền ta chọn dường kính như sau:

2.1.2. Tính kiểm nghiệm độ bền trục:

2.1.2.1. Độ bền mỏi:

Hệ số an toàn: 2 2

s ss s

s s

Với

[s] hệ số an toàn cho phép. Thông thường [s] = 1,5 … 2,5 (khi tăng độ cứng: [s] = 2,5

… 3, như vậy không cần kiểm nghiệm về độ cứng trục).

s ,

s hệ số an toan toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp, ứng suất tiếp.

1

.a

m

s

K

1

.a

m

s

K

1 1,

: giới hạn mỏi của vật liệu tính theo công thức

1 =270 Mpa, 1 =150 Mpa

600b MPa : giới hạn bền của vật liệu với thép 45 thường hóa

: K =1,63 , K =1,5 hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự tập trung ứng suất đến độ bền

mỏi (bảng 59 tài liêu (**))

D0= d1= 55 mm

D2= 58 mm

D3= 50 mm



, , ,a m a m

: biên độ và giá trị trung bình của ứng suất.

Do tất cả các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối

xứngmax

0;m a

M

W

với W là moment cản uốn, M là moment uốn tổng.

Do trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch

động

max

m

02 2

a

T

W

=với W0 là moment cản xoắn, T là moment xoắn.

0,05; 0 : hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi

của vật liệu – cacbon mềm (trang 359 tài liệu (**)).

, : hệ số kích thước (bảng 57 tài liệu (**))

2.1.2.2. Độ bền tĩnh:

Để đề phòng trục bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc bị gãy khi bị quá tải đột ngột, ta cần

phải kiểm nghiệm trục theo điều kiện bền tĩnh:

Công thức thực nghiệm có dạng : 2 23.td

Trong đó : ;a

M

W

0

2 ;a

T

W 0,8 0,8.340 272( )ch MPa

2.1.2.3. Bảng kết quả tính toán:

Trục Tiết

diện W 0

W a

a

tñ

s

s s

2 19155,06 38310,15 33,71 9,44 46,97 0.78 0.67 3,8 6,94 3,33

3 12271,85 24543,69 50,24 14,73 71,62 0,78 0.67 2,57 4,45 2,22

Kết quả cho thấy rằng trục đều thảo mãn hệ số an toàn về điệu kiện bền mỏi và trục đều

thỏa điều kiện bền tĩnh.



PHẦN 6: CHỌN THÂN MÁY, BULONG, CÁC CHI TIẾT PHỤ, DUNG

SAI VÀ LẮP GHÉP

1. CHỌN THÂN MÁY:

1.1. Yêu cầu:

- Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là khối lượng nhỏ và độ cứng cao.

- Vật liệu làm vỏ là gang xám GX15-32.

- Hộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ, …

- Bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân được cạo sạch hoặc mài để lắp sít, khi lắp có một lớp

sơn mỏng hoặc sơn đặc biệt.

- Chọn bề mặt ghép nắp và thân: song song mặt đế

- Mặt đáy về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 20 và ngay tại chỗ tháo dầu lõm xuống.

1.2. Xác định kích thước vỏ hộp:

Tên gọi Biểu thức tính toán

Chiều dày: - Thân hộp,

- Nắp hộp, 1

= 0,04a + 3 = 14 mm

1 = 0,85. = 12 mm

Gân tăng cứng: - Chiều dày gân thân hộp

- Chiều dày gân nắp hộp

- Chiều cao, h

- Độ dốc

m = (0,8 1) = 12 mm

m1 =(0,8 1)1 =10

h < 58 mm

khoảng 2o

Đường kính:

- Bulông nền, dn

- Bulông cạnh ổ, d1

- Bulông ghép bích và thân, d2

- Vít ghép nắp ổ, d3

- Vít ghép nắp cửa thăm, d4

dn> 0,036a + 12>12 = 21 mm

d1 = (0,7 0,8)dn = 15 mm

d2= (0,5 0,6)dn = 12 mm

d3 = (0,4 0,5)dn = 10 mm

d4 = (0,3 0,4dn= 8 mm



Mặtbích ghép nắp và thân:

- Chiều dày bích dưới của thân hộp, b

- Chiều dày bích trên của nắp hộp, b1

- Bề rộng bích nắp và thân, K3

b = 1.5. = 21 mm

b1= 1.5. 1= 18 mm

K3 K2 - (3 5) = 48-4=44 mm

- Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ, K2

- Tâm lổ bulông cạnh ổ: E2 và C (là

khoảng cách từ tâm bulông đến mép lổ).

- Chiều cao h

K2 = E2 + R2 + (3 5) = 48 mm

E2 1,6d1 = 24 mm

R2 1,3d1= 20 mm

C D3/2 = mm

h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ

bulông và kích thước mặt tựa

Mặt đế hộp:

- Chiều dày: khi không có phần lồi, S1

- Khi có phần lồi,Dd; S1; S2

- Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q

S1 (1,3 1,5)dn = 30 mm

Dd xác định theo đường kính dao khoét

S1 (1,4 1,7)dn= 33 mm

S2 (1 1,1)dn = 23 mm

K1 3dn = 63 mm

q K1 + 2 = 91 mm

Khe hở giữa các chi tiết:

- Giữa bánh răng với thành trong hộp

- Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

- Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

(1 1,2) = 14 mm

1 (3 5) = 70 mm

=14mm

Sốlượng bulông nền, Z Z = (L + B)/( 200 300) = 4

L= mm và B= mm



2. CÁC CHI TIẾT LIÊN QUAN ĐẾN KẾT CẨU VỎ HỘP:

2.1. Chốt định vị:

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục. Lỗ trụ (đường

kính D) lắp ở trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời. Để đảm bảo vị trí tương đối của

nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như lắp ghép, dùng 2 chốt định vị. Nhờ có chốt định

vị, khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp

và thân), do đó loại trừ được một trong những nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng.

Ta dùng chốt định vị hình côn có các thông số sau:

d c l

6 1 46

d

L

0

d1

cx45

2.2. Nắp ổ:

- Che chắn ổ lăn khaoir bụi từ bên ngoài.

- Làm bằng vật liệu GX14-32.

- Kết cấu các nắp ổ trong hộp giảm tốc, bảng 18.2 (tài liệu (*)):

Trục D D2 D3 D4 h d4 z

I

II

2.3. Cửa thăm:

Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào trong hộp,

trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Cửa thăm được đậy bằng nắp. Trên nắp có lắp thêm nút thông

hơi. Kích thước cửa thăm được chọn theo bảng 18-5 [1] như sau:

A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng



2.4. Nút thông hơi:

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong

và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi. Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm.

Kích thước nút thông hơi (tra bảng 18-6 [1]):

A B C D E G H I K L M N O P Q R S

2.5. Nút tháo dầu:

- Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi và do hạt mài)

hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới. Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu.

Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu.

- Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu tra trong bảng 18-8 [1] (nút tháo dầu tru) như sau:

d b m f l c q D S D 0

2.6. Que thăm dầu:

- Đê kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu.

Que thăm dầu

2.7. Vòng móc:

- Dùng để di chuyển hộp giảm tốc 1 cách dễ dàng.



- Chiều dày: S=(2÷3)δ=30 mm.

- Đường kính lỗ vòng móc: d=(3÷4) δ=40 mm

2.8. Vít tách nắp và thân hộp giảm tốc:

Có tác dụng tách nắp và thân hộp giảm tốc, vít M

3.BẢNG TỔNG KẾT BULONG:

Dựa theo bảng Phụ lục sách Vẽ Cơ Khí tâp 1, Trần Hữu Quế

Bu long nền: dn=21, chọn M20, l0= .

Bu lông cạnh ổ: d1=15, l0= , chọn M16

Bu long ghép bích nắp và thân: d2=12, l030, chọn M12x55

Vít ghép nắp ổ: d3=10,l0= , M8x

Vít ghép nắp cửa thăm: d4=8, M8x16

Bảng tổng kết sau:

Bulong –đai ốc M8 M12 M16 M20

S 13 19

D 14,4 21,1

h 5,5 8

hđ/ốc 6,5 10

Số lượng 16 M8x40

4 M8x16 4 M12x55 4 M20

4. DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP:

5.1. Lắp ghép bánh vít trên trục:

Bánh vit lắp lên trục chịu tải vừa, tải trọng thay đổi, va đập nhẹ, ta chọn kiểu lắp ghép

H7/k6.

5.2. Lắp ghép nắp ổ và thân hộp:

Để dễ dàng cho việc tháo lắp và điều chỉnh, ta chọn kiểu lắp lỏng H7/e8.

5.3. Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục:

Để dễ dàng cho tháo lắp, ta chọn kiểu lắp trung gian H7/Js6

5.4. Lắp chốt định vị:



Để đảm bảo độ đồng tâm và không bị sút, ta chọn kiểu lắp chặt P7/h6.

5.5. Lăp ghép then:

Theo chiều rộng, chọn kiểu lắp trên trục là P9/h8 và kiểu lắp trên bạc là Js9/h8.

Theo chiều cao, sai lệch giới hạn kích thước then là h11.

Theo chiếu dài, sai lệch giới hạn kích thước then là h14.

BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP

Chi tiết

Kích

thước

(mm)

Mối lắp ES

( m)

EI

( m)

es

( m)

ei

( m)

Độ dôi

lớn

nhất

Độ hở

lớn

nhất

Bánh vít 58 H7/ k6 +21 0 +15

+2 15 19

Ổ ĐŨA CÔN ĐỠ CHẶN

D Ổ vòng ngoài

Trục I H7/ h6 +21 0 0 -13 0 34

Trục II H7/ h6 +21 0 0 -13 0 34

d Ổ vòng trong

Trục I H7/ k6 +21 0 +15 +2 15 19

Trục II H7/ k6 +21 0 +15 +2 15 19

bxh Then (trục)

Trục I P9/ h8 -15 -51 0 -18 42 7

Trục II P9/ h8 -15 -51 0 -22 51 7

P9/ h8 -15 -51 0 -22 51 7

Then (BÁNH VÍT + bánh xích + nối trục)

Nối trục Js9/ h8 +18 -18 0 -22 18 4

Bv Js9/ h8 +18 -18 0 -22 18 4

Đĩa xích Js9/ h8 +21,5 -21,5 0 -27 21,5 48,5

Chốt định vị - d= P7/h6 -8 -20 0 -8 20 0



vỏ hộp

Nắp ổ - vỏ

hộp H7/e8

Vòng chắn

dầu – trục I H7/js6 +21 0 +6,5 -6,5 6,5 27,5

Năp cửa thăm

– nắp hộp H8/h7 +63 0 0 -40 0 103

KẾT LUẬN

Qua thời gian làm đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí, em đã nắm vững hơn

về cách phân tích một công việc thiết kế, cách đặt vấn đề cho bài toán thiết kế.

Vì đặc trưng nghiên cứu của môn học là tính hệ truyền động nên qua đó giúp cho sinh viên

có cách xử lý sát thực hơn và biết cách kết hợp với những kiến thức đã được học để tính toán

và chọn ra phương án tối ưu cho thiết kế.

Dù đã cố gắng hoàn thành đồ án này với cường độ làm việc cao, kỹ lưỡng và có sự hướng

dẫn rất cụ thể của quý thầy cô khoa Cơ khí nhưng do hiểu biết còn hạn chế và chưa có kinh

nghiệm thực tiễn nên chắc chắn đồ án này còn có nhiều thiếu sót và bất cập. Vì vậy, em rất

mong sự sửa chữa và đóng góp ý kiến của quý thầy cô để em được rút kinh nghiệm và bổ sung

thêm kiến thức.

Em xin chân thành cảm ơn sự giúp đỡ và sự hướng dẫn tận tình của thầy Trần Ngọc

Nhuần.

Sinh viên thực hiện đồ án

Trần Văn Đoàn

Lê thành Đạt

TÀI LIỆU THAM KHẢO



[1]. Trịnh Chất – Lê Văn Uyển: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 và Nhà xuất

bản giáo dục, 2003.

[2]. Nguyễn Hữu Lộc: Cơ sở thiết kế máy. Nhà xuất bản Đại học quốc gia TP. Hồ Chí

Minh, 2004.

[3]. Trần Hữu Quế: Vẽ kỹ thuật cơ khí, tập 1 và 2. Nhà xuất bản giáo dục, 2001.

[4]. Đỗ Kiến Quốc (chủ biên): Sức bền vật liệu. Nhà xuất bản Đại học quốc gia TP. Hồ

Chí Minh, 2004.

thiết kế Đồ án chi tiết máy truc vít bánh vít

Documents

Transcript of thiết kế Đồ án chi tiết máy truc vít bánh vít