Thiết kế sản phẩm với CAD

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN ............................................................................................................................. ............................................................................................................................. ............................................................................................................................. ............................................................................................................................. ............................................................................................................................. ............................................................................................................................. ............................................................................................................................. ............................................................................................................................. ............................................................................................................................. ............................................................................................................................. ............................................................................................................................. ............................................................................................................................. ............................................................................................................................. ............................................................................................................................. ............................................................................................................................. ............................................................................................................................. ............................................................................................................................. ............................................................................................................................. ............................................................................................................................. ............................................................................................................................. ............................................................................................................................. ............................................................................................................................. ............................................................................................................................. ............................................................................................................................. ............................................................................................................................. .............................................................................................................................Mục Lục Lời nói đầu Khoa học kỹ thuật và công nghệ không ngừng cải tiến, phát triển đã nhanh chóng làm thay đổi bộ mặt thế giới. Ngành công nghiệp thế giới nói chung và ngành công nghiệp ở nước ta nói riêng đã và đang phát triển nhanh chóng, tạo ra các sản phẩm thiết yếu phục vụ cho đời sống con người. Để nâng cao đời sống nhân dân, để hoà nhập vào sự phát triển chung của các nước trên thế giới. Đảng và Nhà nước ta đã đề ra mục tiêu đến năm 2020 nước ta cơ bản trở thành một nước công nghiệp phát triển, trở thành một nền kinh tế vững mạnh trong khu vực, có tiếng nói lớn hơn trong các diễn đàn kinh tế thế giới. Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển nhất đó là ngành cơ khí chế tạo máy vì ngành cơ khí chế tạo máy đóng vai trò quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế quốc dân. Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công nghệ tự động hoá theo dây truyền trong sản xuất . Nhằm thực hiện mục tiêu đó, chúng em là sinh viên trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp – Đại Học Thái Nguyên luôn cố gắng phấn đấu trong học tập và rèn luyện, trau dồi những kiến thức đã được dạy trong trường để sau khi ra trường có thể đóng góp một phần trí tuệ và sức lực của mình vào công cuộc đổi mới của đất nước trong thế kỷ mới . Qua đồ án Thiết kế sản phẩm với CAD chúng em là: Vũ Đình Thiên, Đinh Xuân Kỷ và Nguyễn Duy Trung đã tổng hợp được nhiều kiến thức chuyên môn, giúp chúng em hiểu rõ hơn những công việc của một kỹ sư tương lai. Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án của chúng em không tránh khỏi những thiếu sót. Chúng em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn Kỹ thuật cơ khí và các Thầy Cô giáo trong khoa để đồ án của chúng em được hoàn thiện hơn . Cuối cùng chúng em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo của các Thầy Cô trong khoa và bộ môn Kỹ thuật cơ khí trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp-Đại Học Thái Nguyên và đặc biệt là sự hướng dẫn tận tình của thày Lê Văn Nhất và thầy Nguyễn Hoàng Nghị. Ngày tháng năm 2011 Nhóm sinh viên: Đinh Xuân Kỷ Vũ Đình Thiên Nguyễn Duy Trung Phần I Tính Toán Động Học Chọn loại động cơ điện Chọn động cơ Trong thực tế có nhiều loại động cơ khác nhau, mỗi loại động cơ đều có ưu nhược điểm riêng. Cho nên khi chọn động cơ ta cần chọn loại động cơ tối ưu và phù hợp nhất. Đối với động cơ một chiều có ưu điểm là khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, nhưng nhược điểm của nó là đắt tiền và khó kiếm. Đối với động cơ xoay chiều thì có Động cơ xoay chiều một pha và động cơ xoay chiều ba pha . Đối với động cơ xoay chiều một pha có công suất nhỏ và thường dùng trong sinh hoạt, nó có hiệu suất thấp và ít được dùng trong công nghiệp. Đối với động cơ ba pha cũng có hai loại là : Động cơ ba pha đồng bộ và động cơ ba pha không đồng bộ. Động cơ ba pha đồng bộ có vận tốc góc không đổi, không phụ thuộc vào trị số của tải trọng và thực tế là không điều chỉnh được, nó có ưu điểm là hiệu suất cao, hệ số quá tải lớn nhưng nó lại có nhược điểm là thiết bị phức tạp và khá đắt tiền Còn động cơ ba pha không đồng bộ có kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện công nghiệp.Giá thành rẻ, dễ kiếm và không cần điều chỉnh tốc độ. Từ các ưu và nhược điểm trên thì ta nên chọn động cơ ba pha không đồng bộ để sử dụng cho hộp giảm tốc cần tính. Chọn công suất động cơ động cơ Công suất làm việc trên trục công tác. Trong đó: Là lực vòng trên băng tải. Là vận tốc vòng băng tải. Do ma sát, hao mòn của các bộ truyền ta có hiệu suất chung của hệ dẫn động là: Trong đó: : Là hiệu suất của khớp nối. : Là hiệu suất của ổ lăn. : Là hiệu suất từ trục I đến trục II. : Là hiệu suất từ trục II đến trục III. Công suất làm việc trên trục động cơ: Chọn số vòng quay của động cơ Số vòng quay của trục công tác: Trong đó: Là đường kính tang dẫn băng tải. Vận tốc vòng của băng tải. Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ: Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ là nđb=1450 (v/p). Khi đó tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống Usb được xác định: Ta có Usb nằm trong khoảng . Chọn động cơ thực tế: Kiểu động cơ Công suất (KW) Vận tốc quay (V/P) TMax/Tdn TK/Tdn GD2 DK 52-4 7 1440 2 1,5 0,28 Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để hệ thống có thể làm việc được. Kiểm tra diều kiện mở máy cho động cơ theo công thức. Trong đó: : Công suất mở máy của động cơ : Công suất cản ban đầu trên trục động cơ. Vậy ta có: thỏa mãn được điều kiện mở máy và làm việc. Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền chung của hệ thống được xác định theo công thức: Trong đó: : Số vòng quay của động cơ. : Số vòng quay của trục công tác. Vì các hệ dẫn động nối tiếp với nhau nên ta có: Trong đó: : Tỉ số truyền của hộp giảm tốc. : Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài. Do hệ dẫn động không có bộ truyền ngoài nên . Thay số ta có: Trong đó: : Là tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh. : Là tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm. Tỉ số truyền của hộp có thể phân theo chỉ tiêu tiết diện ngang của hộp nhỏ nhất. Khi này tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm sẽ được tính theo công thức: Trong đó: là hệ số chiều rộng bánh răng cấp nhanh và cấp chậm. Thực tế ta chọn Hệ số . Ta chọn Thay số vào ta có: Xác định các thông số trên trục Ký hiệu các trục I, II, III là thứ tự các trục trong hộp giảm tốc. Tính công suất trên các trục. Công suất danh nghĩa trên trục động cơ: Công suất danh nghĩa trên các trục I, II, III: Tỷ số vòng quay của các trục. Tính mômen xoắn trên các trục Bảng kết quả tính toán: Trục Thông số Động cơ I II III Công tác Công suất (kw) 6,51 6,48 6,25 6 6 Tỷ số truyền 1 6,3 4,5 1 Số vòng quay (v/p) 1440 1440 229 51 51 Mômen 42975 42975 260682 1,11.106 1,11.106 Phần II Thiết Kế Các Bộ Truyền Hộp giảm tốc đang thiết kế là hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm vì vậy để tránh hiện tượng lực dọc trục trên các trục của hộp giảm tốc ta sẽ chọn bộ truyền bánh răng cấp nhanh là bánh răng trụ răng thẳng, cấp chậm là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (đối xứng). Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh Chọn vật liệu Hộp giảm tốc làm việc chịu tải trung bình. Ta chọn vật liệu có . Vậy ta chọn thép 45 thường hóa có: ; ; Chọn độ cứng của bánh răng nhỏ: Để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị. Chọn độ cứng của bánh răng lớn: Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép Trong đó: Giới hạn mỏi tiếp xúc của mặt răng ứng số chu kỳ cơ sở. Tra Hệ số an toàn, tra bảng Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng. Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước răng. Do thiết kế sơ bộ nên: Hệ số tuổi thọ Trong đó: Bậc đường công mỏi tiếp xúc Số chu kỳ chịu tải khi tính về độ bền tiếp xúc. Số chu kỳ chịu tải của răng đang xét Trong đó: Số lần ăn khớp của răng khi bánh quay 1 vòng. Số vòng quay trong 1 phút Tổng số giờ làm việc của bánh răng. Do Vậy: Ứng suất tiếp xúc cho phép đối với bộ truyền cấp nhanh. Ứng suất tiếp xúc cho phép đối với bộ truyền cấp chậm. Ứng suất uốn cho phép Trong đó: Giới hạn mỏi uốn của răng ứng với số chu kỳ cơ sở. Tra Hệ số an toàn. Tra Hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng. Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất. Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng Do tính sơ bộ nên: Hệ số tuổi thọ Trong đó: Bậc đường cong mỏi uốn Số chu kỳ chịu tải Số chu kỳ cơ sở về uốn. Đối với thép Do Vậy: Ứng suất quá tải cho phép Bánh răng thường hóa nên: Tính toán bộ truyền cấp nhanh Xác định sơ bộ khoảng cách trục Trong đó: Hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng Tỉ số truyền từ trục I sang trục II: Mômen xoắn trên trục I: Hệ số chiều rộng vành răng. Tra Hệ số Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Tra Thay số vào biểu thức trên ta có : Chọn Xác định các thông số ăn khớp Môđun: Tra Số răng bánh răng nhỏ là Chọn (Răng) Số răng bánh răng lớn là Chọn (Răng) Tỉ số truyền thực là Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc Trong đó: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp Tra Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Bánh răng dịch chỉnh hay không dịch chỉnh thì Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Do hệ số trùng khớp dọc ta có : Mômen xoắn trên trục I: Tỉ số truyền từ trục I sang trục II: Đường kính vòng lăn Hệ số chiều rộng vành răng Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Trong đó: Hệ số kể đến sư phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Tra bảng Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp tra theo vận tốc vòng V1 Số vòng quay trên trục Tra bảng Cấp chính xác 8 Tra bảng Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp Trong đó: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng Hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 Tra bảng Vậy: Tính giá trị cho phép thực tế. Với chọn cấp chính xác động học là 8. Khi đó cần gia công bánh răng để đạt độ nhám do đó Với chọn Vì Ta có: Vậy răng thỏa mãn độ bền tiếp xúc. Để đảm bảo độ bền ta tính lại chiều rộng vành răng Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Trong đó: Hệ số kể đến sư trùng khớp của răng. Hệ số kể đến độ nghiêng của răng. Bánh răng thẳng Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2. Tra bảng Hệ số tải trọng khi tính về uốn. Trong đó: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn. Tra bảng Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn. Với bánh răng thẳng Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp tính về uốn. Trong đó: Tra bảng Vậy: Với Hệ số xét đến độ nhám của vật liệu là Hệ số ảnh hưởng đến độ nhám Hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh răng vì Ta có Vậy răng thỏa mãn độ bền uốn. Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải Ứng suất tiếp xúc Vậy Ứng suất uốn cực đại Vậy Răng thỏa mãn độ bền quá tải. Các thông số bộ truyền cấp nhanh Khoảng cách trục Môdun Chiều rộng vành răng Tỉ số truyền Góc nghiêng của răng Số răng bánh 1 và 2 (răng) Đường kính vòng chia Đường kính vòng lăn Thiết kế bộ truyền cấp chậm Xác định sơ bộ khoảng cách trục Trong đó: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Tra Tỉ số truyền từ trục II sang trục III Mômen xoắn trên trục II Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Tra bảng Tra Chọn Xác định các thông số ăn khớp Môdun pháp: Chọn Chọn sơ bộ Số răng bánh nhỏ là Chọn (răng) Số răng bánh lớn là Chọn (răng) Tỉ số truyền thực là: Góc nghiêng chính xác là Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc Trong đó: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp Tra bảng Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Trong đó: Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở Góc profin Góc ăn khớp Với bánh răng không dịch chỉnh nên Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ( Hệ số trùng khớp ngang) Mômen xoắn trên trục Đường kính vòng lăn bánh nhỏ Hệ số chiều rộng vành răng Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Trong đó: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Tra Hệ số kể đên sự phân bố không đều tải trọng cho các cặp răng đồng thời ăn khớp. Vận tốc vòng Tra bảng Chọn cấp chính xác 9 Tra bảng Hệ số kể đến tải trong động xuất hiện trong vòng ăn khớp Trong đó: Tra Với Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng. Tính giá trị ứng suất cho phép thực tế Với Chọn cấp chính xác 9. Khi đó cần gia công bánh răng được độ nhám do đó Vì đường kính vòng đỉnh Ta có: Răng thỏa mãn độ bền tiếp xúc. Kiểm nghệm răng về độ bền uốn Trong đó: Mômen xoắn trên trục Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc thay đổi điểm đătk lực. Hệ số trùng khớp ngang. Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc nghiêng của răng. Hệ số dạng răng Số răng tương đương Chọn (răng) Chọn (răng) Tra Hệ số chiều rộng vành răng Đường kính vòng lăn Modun Hệ số tải trong khi tính về uốn Trong đó: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn. Hệ số Tra Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn. Tra bảng Chọn cấp chính xác 9 Tra bảng Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn. Tra bảng Với m=3 Hệ số xét đến độ nhám vật liệu Hệ số ảnh hưởng đến dộ nhám: Hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh răng: Ứng suất cho phép thực tế Vậy răng thỏa mãn độ bền uốn. Kiểm nghiệm về độ bền quá tải Răng thảo mãn điều kiện quá tải. Các thông số kích thước của bộ truyền cấp chậm Khoảng cách trục Modun Chiều rộng vành răng Tỉ số truyền Góc nghiêng Số răng (răng) Hệ số dịch chỉnh Đường kính vòng chia Đường kính vòng lăn Kiểm tra chạm trục và bôi trơn Kiểm tra chạm trục Đường kính sơ bộ của các trục: Khoảng cách từ bánh răng nhỏ cấp chậm đến trục I là Khoảng cách từ bánh răng lớn cấp nhanh đến trục III là Kiểm tra bôi trơn Để giảm tổn hao công suất vì ma sát, giảm mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt, hạn chế han gỉ thì cần phải bôi trơn. Đối với hộp giảm tốc đang tính thì ta sẽ chọn bôi trơn trong dầu, các chi tiết sẽ được ngâm trong dầu bôi trơn. Với bộ truyền cấp nhanh: Chiều cao răng: (mm) Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu: (mm) Vì (mm) Mức dầu tối thiểu là: (mm) Mức dầu tối đa là: (mm) Với bộ truyền cấp chậm: Chiều cao răng: (mm) Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu: (mm) Vì Mức dầu tối thiểu là: (mm) Mức dầu tối đa là: (mm) Vậy mức dầu chung cho cả hộp là: (mm) (mm) Ta có: (mm) Hộp giảm tốc thỏa mãn điều kiện bôi trơn. Phần III THIẾT KẾ TRỤC Chọn vật liệu chế tạo Hộp giảm tốc làm việc chịu tải trung bình nên ta dung thép 45 thường hóa có để chế tạo. Xác định sơ bộ đường kính trục Chọn . Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực Tra bảng ta chọn chiều rộng ổ lăn d (mm) 25 40 65 b0 (mm) 17 23 33 Chiều dài Moayơ của bánh răng trụ Đường kính trục Trên trục I: (mm) Trên trục II: Trên trục III: Chiều dài Mayơ nửa khớp nối Trên trục I: Trên trục III: Khoảng công xôn trên trục chính tính từ chi tiết ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ . Trong đó: Chiều dài Moayơ của chi tiết quay thứ i. Chiều cao nắp ổ và đầu bulông. Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ. Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp, lấy . Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách của các chi tiết quay lấy . Tra bảng Trên trục I: Trên trục III: Khoảng cách từ gối đỡ đến các chi tiết quay Theo hình vẽ ta có: Phân tích lực và chọn chiều nghiêng. Sơ đồ tính toán Tính toán trục I Xác định trị số và chiều các lực, mômen tác dụng lên trục Lực vòng: Lực hướng kính: ; ( Góc ăn khớp) Lực khớp nối: ( Là đường kính vòng tròn qua tâm các bulông) Tra bảng Mômen xoắn: Trục I chịu lực như hình vẽ Xác định đường kính trục Đưa bài toán về sơ đồ tính toán của sức bền Vẽ biểu đồ MX; MY; MZ. Tính Mtd tại các điểm Tại điểm A: Tại điểm B: Tại điểm C: Xác định đường kính các đoạn trục Tại điểm A: Tại điểm B: Tại điểm C: Chọn Vậy ta làm bánh răng liền trục. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Bánh răng chế tạo liền trục nên ta kiểm tra tại khớp nối cứng. Ta thấy tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí lắp bánh răng. Ta kiểm nghiệm tại tiết diện này, trục thiết kế ra phải đảm bảo độ bền mỏi. Hệ số an toàn phải thỏa mãn điều kiện: Trong đó: là hệ số an toàn cho phép Là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng xuất tiếp tại tiết diện vị trí lắp bánh răng. Trong đó Là giới hạn mỏi uốn, xoắn ứng với chu kỳ đối xứng và được xác đinh: Đối với trục quay ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng ta có: Trong đó: là momen uốn Mômen cản uốn Đối với trục quay một chiều ứng suất xoắn theo chu kỳ mạch động. Trong đó: Hệ số khởi động Mômen xoắn trên trục động cơ Mômen cản uốn Tra bảng ta có: ; Trong đó: Kích thước tiết diện then Chiều sâu rãnh then Tra bảng Là hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến dộ bền mỏi theo Trong đó: Là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công bề mặt và độ nhẵn bề mặt. Theo Hệ số tăng bền bề mặt trục phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt cơ tính vật liệu. Ta không dùng phương pháp tăng bền Là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. Theo Hệ số tập trung ứng suất khi uốn và xoắn. Trị số của chúng phụ thuộc vào yếu tố gây tập trung ứng suất. Theo Vậy: Trục thỏa mãn độ bền mỏi. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột. Cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Trong đó: Ứng suất cho phép Ứng suất pháp sinh ra tại tiết diện nguy hiểm (tại D) Ứng suất tiếp sinh ra tại tiết diện nguy hiểm Là mômen uốn quá tải và mômen xoắn quá tải tịa tiết diện nguy hiểm. Tính toán trục II Xác định trị số và chiều các lực, mômen tác dụng lên trục Lực vòng: Lực hướng kính: Góc ăn khớp Lực dọc trục Mômen do lực dọc trục gây ra: Trục II chịu lực như hình vẽ Xác định đường kính trục Đưa bài toán về sơ đồ tính toán của sức bền Vẽ biểu đồ MX; MY; MZ. Tính tại các điểm: Tại điểm A và điểm E: Tại điểm B: Có bên trái điểm B và bên phải điểm B. Bên trái điểm B Bên phải điểm B Tại điểm C Tại điểm D: Có bên trái điểm D và bên phải điểm D. Bên trái D bằng bên phải B có Bên phải D bằng bên trái B có Xác định đường kính trục tại các điểm. Tại điểm A và điểm E: Tại điểm B và điểm D có: Bên trái điểm B bằng bên phải điểm D Bên phải điểm B bằng bên trái điểm D Tại điểm C Chọn Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Ta thấy tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí lắp bánh răng. Ta kiểm nghiệm tại tiết diện này, trục thiết kế ra phải đảm bảo độ bền mỏi. Hệ số an toàn phải thỏa mãn điều kiện: Trong đó: là hệ số an toàn cho phép Là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng xuất tiếp tại tiết diện vị trí lắp bánh răng. Trong đó Là giới hạn mỏi uốn, xoắn ứng với chu kỳ đối xứng và được xác đinh: Đối với trục quay ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng ta có: Trong đó: là mômen uốn Mômen cản uốn Đối với trục quay một chiều ứng suất xoắn theo chu kỳ mạch động. Trong đó: Mômen xoắn trên trục II. Mômen cản uốn Tra bảng ta có: ; Trong đó: Kích thước tiết diện then Chiều sâu rãnh then Tra bảng Là hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi theo Trong đó: Là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công bề mặt và độ nhẵn bề mặt. Theo Hệ số tăng bền bề mặt trục phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt cơ tính vật liệu. Ta không dùng phương pháp tăng bền Là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. Theo Hệ số tập trung ứng suất khi uốn và xoắn. Trị số của chúng phụ thuộc vào yếu tố gây tập trung ứng suất. Theo Vậy: Trục thỏa mãn độ bền mỏi. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột. Cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Trong đó: Ứng suất cho phép Ứng suất pháp sinh ra tại tiết diện nguy hiểm (tại D) Ứng suất tiếp sinh ra tại tiết diện nguy hiểm Là mômen uốn quá tải và mômen xoắn quá tải tịa tiết diện nguy hiểm. Tính toán trục III Xác định trị số và chiều các lực, mômen tác dụng lên trục Lực vòng: Lực hướng kính: ; Lực dọc trục : ; Lực khớp nối: Mômen xoắn trên trục III là : Mômen uốn do lực gây ra là Mômen uốn do lực gây ra là Phản lực tại các gối đỡ: Trục III chịu lực như hình vẽ: Xác định đường kính trục Đưa bài toán về sơ đồ tính toán của sức bền Vẽ biểu đồ MX; MY; MZ. Mômen tương đương tại các vị trí trên trục là: Tại điểm B: Có giá trị bên trái và bên phải Bên trái điểm B Bên phải điểm B Tại điểm C: Có giá trị bên trái và bên phải Bên trái điểm C Bên phải điểm C Xác định đường kính các trục: Tại điểm E: Tại điểm A: Tại bên trái điểm B: Tại bên phải điểm B: Tại điểm C : Chọn Hình dáng trục có dạng: Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Ta thấy tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí điểm B lắp bánh răng như hình vẽ trên. Ta sẽ kiểm nghiệm tại tiết diện này, trục thiết kế ra phải đảm bảo độ bền mỏi. Hệ số an toàn phải thỏa mãn điều kiện: Trong đó: là hệ số an toàn cho phép Là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng xuất tiếp tại tiết diện vị trí lắp bánh răng. Trong đó Là giới hạn mỏi uốn, xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. Đối với trục quay ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng ta có: Trong đó: . Mômen cản uốn. Đối với trục quay một chiều ứng suất xoắn theo chu kỳ mạch động. Trong đó: Mômen xoắn trên trục động cơ Mômen cản xoắn Tra bảng ta có: ; Trong đó: Kích thước tiết diện then Chiều sâu rãnh then Tra bảng Là hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến dộ bền mỏi theo Là hệ số, và được xác định theo công thức: Trong đó: Là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công bề mặt và độ nhẵn bề mặt. Theo Hệ số tăng bền bề mặt trục phụ thuocj vào phương pháp tăng bền bề mặt cơ tính vật liệu. Ta không dùng phương pháp tăng bền Là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. Theo Hệ số tập trung ứng suất khi uốn và xoắn. Trị số của chúng phụ thuộc vào yếu tố gây tập trung ứng suất. Theo Vậy: Trục thỏa mãn độ bền mỏi. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột. Cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Trong đó: Ứng suất cho phép Ứng suất pháp sinh ra tại tiết diện nguy hiểm (tại D) Ứng suất tiếp sinh ra tại tiết diện nguy hiểm Trong đó: Là mômen uốn quá tải và momen xoắn quá tải tại tiết diện nguy hiểm. Trục thỏa mãn độ bền tĩnh. Phần IV CHỌN Ổ LĂN, KHỚP NỐI VÀ THEN CHO CÁC TRỤC Chọn ổ lăn cho trục I Tính phản lực tại các ổ Lực tổng hợp tác dụng lên ổ: Vậy tại A chịu lực lớn hơn. Với tải trọng nhỏ chỉ có lực hướng tâm, dùng ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ A và B. Với đường kính ngõng trục , chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung 305 bảng có: Ký hiệu ổ d D B r Đường kính bi C (kN) C0 (kN) 305 25 62 17 2 11,51 17,6 11,6 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ. Theo công thức , với lực dọc trục , tải trọng quy ước Trong đó với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm (vòng trong quay); (nhiệt độ ); (tải trọng tĩnh). Theo công thức , khả năng tải động Trong đó với ổ bi ; (triệu vòng) Vậy ổ thỏa mãn khả năng tải động. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ Theo với lực dọc trục , Tra bảng ta có Như vậy và Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo. Chọn ổ lăn cho trục II Tính phản lực tại các ổ Lực tổng hợp tác dụng lên ổ: Dùng ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ A và B. Với đường kính ngõng trục , chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ nặng 406 bảng có: Ký hiệu ổ d D B r Đường kính bi C (kN) C0 (kN) 406 30 90 23 2,5 19,05 37,2 27,2 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ. Theo công thức , với lực dọc trục , tải trọng quy ước Trong đó với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm (vòng trong quay); (nhiệt độ ); (tải trọng tĩnh). Theo công thức , khả năng tải động Trong đó với ổ bi ; (triệu vòng) Vậy ổ thỏa mãn khả năng tải động. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ Theo với lực dọc trục , Tra bảng ta có Như vậy và Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo. Chọn ổ cho trục III. Tính phản lực tại các ổ. Lực tổng hợp tác dụng lên ổ: Vậy ổ lăn tại A chịu lực lớn hơn. Vì trên trục III có lắp cặp bánh răng nghiêng nên để bộ truyền bánh răng nghiêng ăn khớp đúng với nhau ta sẽ dùng ổ đũa trụ ngắn đỡ cho các gối đỡ A và D. Với đường kính ngõng trục , chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ trung nhẹ 102313 bảng có: Ký hiệu ổ d D B Con lăn r = r1 C (kN) C0 (kN) 2313 102313 65 140 33 Đường kính Chiều dài 3,5 105 80,4 19 19 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ. Theo công thức tải trọng quy ước là: Trong đó : với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm V: là hệ số vòng nào quay, vòng trong quay V=1 ; (nhiệt độ ); (tải trọng tĩnh). Theo công thức , khả năng tải động Trong đó với ổ đũa trụ ngắn đỡ có ; Tổng số vòng quay : (triệu vòng) Vậy ổ thỏa mãn khả năng tải động. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ Theo với lực dọc trục , Tra bảng ta có Như vậy và Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo. Tính mối ghép then. Chọn mối ghép then bằng. Từ bảng ta có các thông số của then là: Trục I làm bánh răng liền trục nên không cần phải thiết kế then. Tại vị trí lắp khớp nối d=20 Kích thước tiết diện then: Chiều sâu rãnh then: Bán kính góc lượn của rãnh: nhỏ nhất lớn nhất Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt Chọn khớp nối trục đĩa thép có kích thước như sau: Đường kính đĩa thép: Đường kính vòng tròn đi qua tâm các bulong: Chiều dài khớp nối: Đường kính trong của bulong: Số bulong: Kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt cho bulong: Dùng bulong lắp không khe hở : Trong đó: K: Là hệ số chế độ làm việc. Chọn k=1,2 F: Hệ số ma sát. Chọn F=0,15 TI: Mômen trên trục I. T=42975 (N.mm) Bulong được kiểm nghiệm theo công thức: Kiểm nghiệm bu lông theo điều kiện bền cắt: Trục II Tại chỗ lắp bánh răng lớn (bánh răng thẳng) có: thì: Kích thước tiết diện then: Chiều sâu rãnh then: Bán kính góc lượn của rãnh: nhỏ nhất lớn nhất Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt Tại chỗ lắp bánh răng nhỏ (bánh răng nghiêng) có: thì: Kích thước tiết diện then: Chiều sâu rãnh then: Bán kính góc lượn của rãnh: nhỏ nhất lớn nhất Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt Trục III Tại chỗ lắp bánh răng có: thì: Kích thước tiết diện then: Chiều sâu rãnh then: Bán kính góc lượn của rãnh: nhỏ nhất lớn nhất Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt Phần V THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC Vỏ hộp giảm tốc được chế tạo bằng phương pháp đúc, dùng để đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, dùng đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết máy khỏi bụi bặm. Vật liệu làm hộp giảm tốc là gang xám GX15-32. Kích thước hộp tính theo bảng 18.1 [II]: Chiều dày thân hộp chọn =10 (mm) Chiều dày nắp hộp d1 = 0,9d = 9 mm. Chọn d1 = 10 (mm) Chiều dày gân e = (0,8 ¸ 1)d = (8 ¸ 10) mm. Chọn e=8 (mm) Chiều cao gân: h < 58 mm Độ dốc của gân: a » 2o Đường kính bulông nền d1 > 0,04a +10 = 18 mm ; chọn lấy d1 = 20 mm Đường kính bulông cạnh ổ d2 = (0,7¸ 0,8)d1 = (14 ¸ 16) mm;chọn d2 = 14 mm Đường kính bulông ghép bích nắp và thân: d3 = (0,8 ¸ 0,9)d2 =(11,2 ¸ 12,6) mm; chọn d3 = 12 mm Đường kính vít ghép nắp ổ d4 = (0,6 ¸ 0,7)d2 = (8,4¸ 9,8) mm; chọn d4 = 10 mm Đường kính vít ghép nắp cửa thăm d5 = (0,5 ¸ 0,6)d2 = (7 ¸ 8,4) mm; chọn d5 = 8 mm Chiều dày bích thân hộp S3 = (1,4 ¸ 1,8)d3 = (19,6 ¸ 25,2) mm ; chọn S3 = 20 mm Chiều dày bích nắp hộp S4 = (0,9 ¸ 1)S3 = (17 ¸ 19) mm; chọn S4 = 20 mm Tâm lỗ bulông cạnh ổ E2 = 1,6d2 = 22,4 mm lấy tròn = 22 Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K2 = E2 + R2+(3 ¸ 5) =22+18+ (3 ¸ 5) = (43¸45 )mm (Với R2≈1,3. d2 ≈ 1,3.14 ≈ 18,2); chọn K2 = 45 mm . Bề rộng bích nắp và thân K3 = K2 – (3¸5)= (40 – 42) mm; chọn K3 = 40 mm Kích thước gối trục: tra bảng 18.2 [II] theo D : đường kính lỗ lắp ổ lăn. Trục D D2 D3 I 62 75 90 II 90 110 135 III 140 160 190 Khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ k ³ 1,2d2 = 16,8 mm lấy tròn bằng 18 mm C = D3/2 CI = 125/2 = 62.5 mm; CII = 135/2 = 67,5; CIII = 180/2 = 90 mm Mặt đế hộp Chiều dày khi không có phần lồi S1 = (1,4 ¸ 1,7)d1 = (28 – 34) mm; chọn S1 = 30 mm Bề rộng mặt đế hộp: K1 = 3d1 = 60 mm; q ³ K1 + 2d = 78 mm Khe hở giữa các chi tiết: Giữa bánh răng và thành trong hộp: D ³ (1¸1,2)d = (9¸10,8) mm Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp: D1 ³ (3¸5)d = (27¸45) mm Giữa mặt bên các bánh răng với nhau: D2 ³ d = 9 mm. Số lượng bulông nền : Z = (L + B)/(200¸300) = (634+420)/200=5,27 Chọn Z=6 L; B là chiều dài và chiều rộng của hộp Một số kết cấu khác 1. Chốt định vị Dùng để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như lắp ghép. Nhờ có chốt định vị thì khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ, do đó loại trừ được 1 trong các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng. Dùng chốt định vị hình côn tra bảng 18-4b [II] ta có: d=10; C=1,6; L=30-180 Chọn L=70 2. Cửa thăm Dùng để kiểm tra và quan sát các chi tiết máy trong hộp giảm tốc và để đổ dầu bôi trơn vào hộp, cửa thăm đậy bằng nắp. Kích thước chọn theo bảng 18.5 [II]: A B A1 B1 C K R vít số lượng 100 75 150 100 125 87 12 M8x22 4 3. Nút thông hơi Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi Kích thước của nút thông hơi chọn theo bảng 18.6 [II]: A B C D E G H I M27x2 15 30 15 45 36 32 6 K L M N O P Q R S 4 10 8 22 6 32 18 36 32 4. Nút tháo dầu Dùng nút tháo dầu trụ Sau 1 thời gian làm việc, dầu trong hộp bị bẩn hoặc bị biến chất do đó cần phải thay dầu mới. Để tháo dầu cũ người ta dùng lỗ tháo dầu ở đáy hộp giảm tốc . Khi làm việc lỗ tháo dầu được bịt kín bằng nút tháo dầu, tra bảng 18.7 [II] ta được kích thước nút tháo dầu: d b m f L c q D S Do M20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4 5. Que thăm dầu Chiều cao mức dầu trong hộp được kiểm tra bằng thiết bị chỉ dầu. Dùng que thăm dầu để kiểm tra. Bảng dung sai lắp ghép Dung sai và lắp ghép bánh răng. Chọn kiểu lắp trung gian H7/k6 Dung sai và lắp ghép ổ lăn Lắp vòng trong lên trục theo hệ thống lỗ, lắp vòng ngoài vào vỏ hộp theo hệ thống trục. Để các vòng ổ không trơn trượt trên bề mặt trục và trên bề mặt lỗ hộp nên ta chọn kiểu lắp trung gian. Chính vì vậy khi lắp ổ lăn lên bề mặt trục ta chọn mối ghép k6, khi lắp vòng ngoài vào vổ hộp thì ta chọn H7. Dung sai khi lắp bạc chặn trên trục. Do bạc chặn chỉ có tác dụng là chặn các chi tiết trên trục nên ta chọn chế độ lắp có độ hở E9/k6. Dung sai khi lắp nắp ổ. Do nắp ổ chỉ có tác dụng chặn vòng ngoài của ổ nên ta chọn chế độ lắp có độ hở H7/h8 Dung sai kích thước bao của hộp Khoảng cách trục: Chiều dài hộp: Chiều rộng hộp: Chiều cao hộp: Bảng dung sai lắp ghép bánh răng. Mối lắp Sai lệch giới hạn trên (mm) Sai lệch giới hạn dưới (mm) ES es EI ei Æ35H7/k6 +25 +18 0 +2 18 23 Æ45H7/k6 +25 +18 0 +2 18 23 Æ65H7/k6 +30 +21 0 +2 21 28 Bảng dung sai lắp ghép ổ lăn Mối lắp Sai lệch giới hạn trên (mm) Sai lệch giới hạn dưới (mm) Nmax(mm) Smax(mm) ES es EI ei Æ25k6 +21 +15 0 +2 15 19 Æ30k6 +21 +15 0 +2 15 19 Æ65k6 +30 +21 0 +2 21 28 Æ62H7 +9 0 -21 -30 21 39 Æ90H7 +9 0 -21 -30 21 39 Æ100H7 +10 0 -25 -35 25 45 Bảng dung sai lắp ghép bạc chặn. Mối lắp Sai lệch giới hạn trên (mm) Sai lệch giới hạn dưới (mm) ES es EI ei Æ25E9/k6 +92 +15 +40 +2 90 Æ30E9/k6 +92 +15 +40 +2 90 Æ35E9/k6 +112 +18 +50 +2 110 Æ65E9/k6 +134 +21 +60 +2 130 Bảng dung sai lắp ghép nắp ổ. Mối lắp Sai lệch giới hạn trên (mm) Sai lệch giới hạn dưới (mm) ES es EI ei Æ62H7/h8 +30 +0 0 -45 75 Æ90H7/h8 +30 0 0 -54 84 Æ100H7/h8 +35 0 0 -54 89 Một số hình ảnh của các chi tiết Nắp quan sát Nút thông hơi Nút tháo dầu Que thăm dầu Vỏ hộp dưới Vỏ hộp trên Ổ bi Ổ đũa Bulong cạnh ổ Chốt định vị Vít tách TÀI LIỆU THAM KHẢO [I] PGS. TS. Trịnh Chất- TS. Lê Văn Uyển- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, nhà xuất bản giáo dục 1992. [II] PGS. TS. Trịnh Chất- TS. Lê Văn Uyển- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, nhà xuất bản giáo dục 1992. [III] forum.tnut.edu.vn- Bài Giảng Thiết Kế Sản Phẩm Với Cad [IV] Ninh Đức Tốn- Dung Sai Và Lắp Ghép, nhà xuất bản giáo giục 1991. [V] Vũ Ngọc Pi- Trần Thọ- Nguyễn Thị Quốc Dung- Nguyễn Thị Hồng Cẩm- Cơ Sở Thiết Kế Máy Và Chi Tiết Máy.