PA10 1 THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI ĐỀ BÀI THIẾT KẾ (ĐỀ 3 PHƯƠNG ÁN 10) Lực vòng F = 400= 4000 N Vận tốc băng tải V = 1 3 ms Đương kính tron.
THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI ĐỀ BÀI THIẾT KẾ (ĐỀ PHƯƠNG ÁN 10) Lực vòng Vận tốc băng tải : F = 400= 4000 N : V = 1.3 m/s Đương kính : Dtg = 360 mm = 0,36m Chiều rộng băng tải B : B = 400mm = 0,4 m Thời gian phục vụ : năm Sai số vận tốc cho phép :5 Chế độ làm việc : ngày ca , ca , năm làm 250 ngày , tải trọng va đập nhẹ , quay chiều LỜI NÓI ĐẦU Khoa học kỹ thuật phát triển máy móc sử dụng ngày nhiều với trình độ khí hố tự động hoá ngày cao Song với máy từ đơn giản đến đại bao gồm nhiều chi tiết máy ghép lại với Các chi tiết máy có cơng dụng chung có mặt hầu hết thiết bị dây truyền công nghệ Vì thiết kế chi tiết máy có vai trị quan trọng thiết kế máy nói chung Chi tiết máy thiết kế phải đảm bảo yêu cầu kỹ thuật: làm việc ổn định suốt thời gian phục vụ định với chi phí chế tạo sủ dụng thấp Với máy phát biến đổi lượng tiêu hàng đầu máy hiệu suất máy cắt kim loại suất độ xác gia cơng tiêu quan trọng nhất, dụng cụ đo độ nhậy, độ xác độ ổn định số đo lại quan trọng Nói khác đi, tiêu kinh tếc kỹ thuật chi tiết máy thiết kế phải phù hợp với tiêu kinh tế - kỹ thuật toàn máy Đó trước hết suất, tuổi thọ cao, kinh tế chế tạo sử dụng , thuận lợi an tồn chăm sóc bảo dưỡng, trọng lượng giảm Ngoài tuỳ thuộc vào trường hợp cụ thể mà cịn có u cầu khác như: Khn khổ kính thước nhỏ gọn ,làm việc êm , hình thức đẹp Với yêu cầu việc thiết kế hộp giảm tốc đòi hỏi phải đảm bảo số yêu cầu kỹ thuật nhât định Bởi vì, hộp giảm tốc nhóm máy ghép lại với Hộp giảm tốc cấu truyền động ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền không đổi, dùng để giảm vận tốc tăng mô mem xoắn Ưu điểm hộp giảm tốc hiệu suất cao, có khả truyền cơng suất khác nhau, tuổi thọ lớn, làm việc chắn sử dụng đơn giả Hộp giảm tốc bánh dùng để truyền chuyển động mô men xoắn trục song song Em xin chân thành cảm ơn ! PHẦN I - CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN A CHỌN ĐỘNG CƠ Để chọn động ta tiến hành bước sau đây: + Tính cơng suất cần thiết động + Xác định sơ số vòng quay đồng động + Dựa vào công suất số vòng quay đồng bộ, kết hợp với yêu cầu tải , mômen mở máy phương pháp lắp đặt động để chọn kích thước động phù hợp với yêu cầu thiết kế Xác định công suất động Công suất cần thiết trục động điện xác định theo công thức (2.8) (kW) 𝑃 = Trong : Pct : cơng suất cần thiết trục động Pt : công suất tính tốn trục cơng tác 𝜂 : hiệu suất truyền động Hiệu suất truyền động theo công thức (2.9) η = η η η η Tra bảng 2.3 ta chọn hiệu suất truyền ổ sau : η = 0,95 η = 0,97 η = 0,99 η =1 m=3 k=3 : hiệu suất truyền đai để hở : hiệu suất bánh che kín : hiệu suất hệ dẫn ổ lăn che kín : hiệu suất dẫn động khớp nối : số cặp bánh : số cặp ổ lăn hiệu suất truyền động : 𝜂 = 0,95.0,97 0,99 = 0,841 Do tải trọng thay đổi ta có cơng thức (2.10) (2.11) ta cã: Pt =Ptd Ptd = Từ đồ thị ta tính : P 1= ( ) , = 5,2 (kW) với t1=4h P2 = 0,6 P1 = 0,6.5,2 = 3,12 (kW) với t2 =2h P3 = 0,4 P1 = 0,4.5,2 = 2,08 , Ptd = , ( , ) ( kW) = 4,12 với t3=2h (kW) Công suất cần thiết trục động điện : 𝑃 = , = = 4,89 (kW) , Xác định sơ số vòng quay đồng Số vòng quay trục máy công tác xác định theo công thức (2.16) n = π = , , (vg/ph) ≈ 69 Trong đó: V = 1,3 m/s : Vận tốc băng tải D = 360 mm : Đường kính tang quay Tỷ số truyền tồn 𝑢 hệ thống dẫn động tính theo cơng thức (2.15) : 𝑢 =𝑢 Trong : dẫn động 𝑢 𝑢 … u , u , u … tỷ số truyền truyền hệ thống Tra bảng (2.2) ta chọn sơ : 𝑢 =3 ∶ 𝑡ỷ 𝑠ố 𝑡𝑟𝑢𝑦ề𝑛 độ𝑛𝑔 đ𝑎𝑖 𝑑ẹ𝑡 𝑢 = 10 : tỷ số truyền bánh trụ hộp giảm tốc cấp =≫ 𝑢 = 10 = 30 𝑇ừ 𝑢 𝑣à 𝑛 𝑡𝑎 𝑥á𝑐 đị𝑛ℎ 𝑠ố 𝑣ị𝑛𝑔 𝑞𝑢𝑎𝑦 𝑠ơ 𝑏ộ 𝑐ủ𝑎 độ𝑛𝑔 𝑐ơ 𝑡ℎ𝑒𝑜 𝑐ơ𝑛𝑔 𝑡ℎứ𝑐 (2.12): 𝑛 = 𝑢 𝑛 = 30 69 = 2070 ( ò ú ) Vậy ta chọn số vòng quay đồng động nđb = 3000 (vg/ph) Chọn động Động chọn phải có cơng suất Pđc số vịng quay đồng thỏa mãn điều kiện sau: 𝑃 ≥𝑃 𝑛 ≈𝑛 Dựa vào bảng P1.3, Phụ lục, công suất cần thiết P ct = 4,89 (kW) số vòng quay đồng nđb = 3000 (vg/ph) ta chọn động có ký hiệu : 4A100L2Y3 Các thông số động cơ: - Công suất : Pđc = 5,5 kW - Vận tốc : nđc = 2880 vg/ph - Hiệu suất :𝜂 = 0,91 B PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN Xác định tỉ số truyền it hệ dẫn động theo công thức : 𝑖 = = = 41,74 Phân phối tỉ số truyền it hệ dẫn động theo cơng thức : it = in.ih Trong đó: in : Tỉ số truyền truyền hộp giảm tốc ih : Tỉ số truyền hộp giảm tốc Dựa vào bảng 2.4, ta chọn trước in = iđ = 𝑖ℎ = = , = 10,435 Tỉ số truyền hộp giảm tốc ih = ibn.ibc Trong đó: ibn : Tỉ số truyền truyền bánh trụ nghiêng cấp nhanh ibc : Tỉ số truyền truyền bánh trụ thẳng cấp chậm Để đảm bảo điều kiện bơi trơn ibn = (1,2 1,3).ibc Chọn ibc = 2,9 ibn = 3,48 3,77 Ta chọn ibn = 3,5 Từ cách chọn ta có: it = 2,9 3,5 = 40,6 Số vòng quay trục máy công tác là: 𝑛= = , = 70,9 (vg/ph) Sai số vận tốc chọn tỉ số truyền là: = 100% = , 100% = 100% = 2% < 5% Sai số vận tốc nằm giới hạn cho phép Vậy chấp nhận cách chọn tỉ số truyền Xác định công suất, mơmen số vịng quay trục Trên trục I P1 = Pđc.ol.k = 5,5 0,99 = 5,445 n1 = đ (KW) = 720 = T1 = 9,55.106 (v/ph) = 9,55.106 , = 68972,22 (N.mm) Trên trục II P2 = P1.𝜂 𝜂 = 5,445 0,99 0,97 =5,22 (KW) n2 = (v/ph) = , = 205,7 T2 = 9,55.106 , = 9,55.10 , =242348,07 (N.mm) Trên trục III P3 = P2 𝜂 𝜂 = 5,22 0,97 0,99 =5,012 n3 = = , , (KW) = 70,93 T3 = 9,55.106 (v/ph) = 9,55.10 , , = 674814,6 (N.mm) Ta có bảng hệ thống số liệu tính được: Trục Trục động I II III Thông số i n (vg/ph) iđ = 2880 ibn = 3,5 720 ibc = 2,9 205,7 70,93 P (kW) 5,5 5,445 5,22 5,012 T (N.mm) 18237,84 68972,22 242348,07 674814,6 PHẦN II – TÍNH TỐN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY A THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG : 1.Chọn vật liệu chế tạo bánh Vì tải trọng va đập nhẹ , nên chọn vật liệu làm bánh có độ rắn bề mặt HB≤ 350 để tránh dính bề mặt nên lấy độ rắn bánh nhỏ lớn bánh lớn 30-50HB từ bảng 3.2 ta có : Giới hạn bền Giới hạn chảy Độ rắn HB Kích thước S khơng lớn Thép 45 Tôi cải thiện 850 580 241-285 60 Thép 45 Tôi cải thiện 750 450 192-240 100 Nhiệt Bánh chủ động (bánh nhỏ) Bánh bị động (bánh lớn ) Vật liệu luyện xác định ứng suất cho phép Chọn độ rắn HB = 285 , bánh lớn HB = 240 Ứng suất tiếp xúc cho phép [H] ứng suất uốn cho phép [F] xác định theo công thức 3.1 công thức 3.2 o [ H ] H lim .Z R Z v K xH K HL SH (N/mm2) o [ F ] F lim .YR Ys K xF K FC K FL SF (N/mm2) Trong đó: H lim , F lim : Ứng suất tiếp xúc ứng suất uốn cho phép chu kỳ sở ZR : Hệ số xét đến độ nhám mặt làm việc Zv : Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng KxH : Hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh YR : Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân Ys : Hệ số xét đến độ nhậy vật liệu tập chung ứng suất KxF : Hệ số xét đến kích thước bánh ảnh hưởng đến độ bền uốn KFC : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải SH, SF : Hệ số an tồn tính tiếp xúc uốn KHL, KFL : Hệ số tuổi thọ Theo bảng (3.2) với thép 45 cải thiện đạt độ rắn từ (180 350)HB ta có H0 lim = 2HB + 70 ; SH = 1,1 F0 lim = 1,8HB ; 𝑆 = 1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 285; độ rắn bánh lớn HB2 = 240, H0 lim1 = 2HB1 + 70 = 2.285 + 70 = 640 (MPa) F0 lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.245 = 513 (MPa) H0 lim = 2HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 (MPa) F0 lim = 1,8.HB2 = 1,8.240 = 432 (MPa) Theo công thức (3,5) ta có: 2, NHO = 30 H HB Trong NHO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất sở thử ứng suất tiếp xúc HHB : Độ rắn Brinen NHO1 = 30.2852,4 = 2,34.107 ; NHO2 = 30.2402,4 = 1,54.107 Do có tải trọng thay đổi , theo công thức (3.7): 𝑁 =60.c.t.n 𝛴 / (3.7) 𝑁 =60.c.t.n 𝛴 (3.8) Trong đó: c=1 : Số lần ăn khớp lần quay Ti, ni, ti : Lần lượt mô men xoắn, số vòng quay tổng số làm việc chế độ i bánh xét Thay số vào ta = 60.1.t.n 𝛴 𝑁 = 60.1 12000 720 (1 + 0,6 + 0,4 ) =29.10 > NHO1 KHL1 = = 60.1.t.n 𝛴 𝑁 =60.1.12000 205,7 (1 + 0,6 + 0,4 ) KHL2=1 =8,4.10 > NHO2 Như theo công thức 3.1 , sơ xác định : [H] 2= 550 [H]1 =640 , , (MPa) =500 = 582 (MPa) Với cấp nhanh sử dụng nghiêng, theo cơng thức ta có [𝜎 ]’ = [ ] [ ] = =541 MPa < 1,25 [H] = 625 (MPa) Với cấp chậm dùng thẳng tính NHE lớn NHO nên KHL = 1, [𝜎 ] = [𝜎 ] = 500 (MPa) Theo cơng thức 3.8 ta có NFE = 60c(Ti/Tmax)6niti Thay số vào ta : 𝑁 Vì 𝑁 >𝑁 𝐾 = 60.1.12000.720.( + 0,6 + 0,4 )= 7,5.10 =1 Tương tự tính 𝐾 =1 theo bảng 3.2 𝑆 = 1,75 ; F0 lim = 1,8HB; truyền quay chiều nên 𝐾 =1 Tạm lấy 𝐾 𝑌 𝑌 =1 theo (3.2) với 𝐾 hệ số đạt tải [F] = F0 lim KFC.KFL/SH [F]1 = 1,8.285.1/1,75= 293 MPa [F]2 = 1,8.240.1/1,75=247 MPa Ứng suất cho phép tải : theo công thức 3.12 3.14 3.15 [H]max = 2,8.ch2 = 2,8.450 = 1260 (MPa) [F]1max = 0,8.ch1 = 0,8.580 = 464 (MPa) [F]2max = 0,8.ch2 = 0,8.450 = 360 (MPa) Tính tốn truyền cấp nhanh (Bộ truyền bánh trụ nghiêng) a) Xác định sơ khoảng cách trục Khoảng cách trục aw xác định theo công thức 3.18 aw1 = ka (u±1) [ (mm) ] Trong đó: T1.KH𝛽 Ka : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh loại (MPa1/3) Ta bảng 3.5 chọn Ka = 43 T1 : Mômen xoắn trục chủ động , T1 =68972 (N.mm) ba : Hệ số chiều rộng bánh Tra bảng 3.6, chọn ba = 0,4 KH bd = 0,53ba(ibn + 1) = 0,53.0,4(3,5 + 1) = 0,954 : Hệ số kể đến phân bố không tải trọng chiều rộng vành tính tiếp xúc Theo bảng 3.7 bd ta chọn theo sơ đồ KH = 1,15 , aw1 = 43 (3,75+1) , , =106,6 (mm) Lấy aw1 = 107 (mm) b) Xác định thông số ăn khớp +) Xác định môđun Theo công thức (3.21) ta có : m = (0,01 0,02)aw = (0,01 0,02).107 = (1,07 2,14 ) (mm) Theo bảng 3.8 ta chọn m = +) Xác định số răng, góc nghiêng hệ số dịch chỉnh x Chọn trước = 100 cos = 0,9848 Theo cơng thức 6.31, ta có số bánh nhỏ z1 = ( ) = , ( , z2 = i.z1 = 3,5.24 = 84 ) = 23,4 lấy z1 = 24 (răng) lấy z2 = 84 (răng) 10 Momen uốn tiết diện chịu tải lớn mặt cắt (2-3) Mu= M + M = 159746,5 + 62001,6 = 173680,4 𝑁 𝑚𝑚 Momen tương đương tiết diện chịu tải lớn mặt cắt (2-3) Mtd= Mu + 0,75 𝑇 = 173680,4 + 0,75 241230 = 271677.8 N.mm Tính đường kính trục tiết diện (2-3) D= , , = , = 44,35 𝑚𝑚 Chọn D=45 mm Tại vị trí ổ lăn không chịu tác dụng Mx , Mus, Muy nên vị trí ổ lăn ta chọn đuờng kính trục đường kính trục tính sơ d = 40 mm Tính momen uốn tiết diện 2-2 ; 2-1 Mx=11690,5 N.mm My=6159,4 N.mm momen uốn tiết diện 2-2 ; 2-1 M2-3= M + M =13213 N.mm Momen tương đương tiết diện chịu tải mặt (2-1;2-2) Mtd = 𝑀 + 0,75 𝑇 = 209328 𝑁 𝑚𝑚 Tính đường kính trục tiết diện 2-2;2-1 D2-3 = = 41,49 𝑚𝑚 Chọn d trục tiết diện 2-2;2-1 d=42 mm Xét trục III: theo công thức (7.a) lực tác dụng lên truyền bánh trụ - nghiêng: lực vòng : Ft32 =2T3 /d2 =2.674814,6/274=4925 N lực hướng tâm : Fr32 = Ft23 tan 𝛼 =4925.tan (21,17) =1907 N Fx3 =(0,3.2T3 )/Dt = , , = 2892 N Trong Dt đường kính vịng tròn qua tâm chốt trục vòng đàn hồi Với T = 674814,6Nmm = 674,814Nm Tra bảng P5 trang 221 ta có D t =140 mm Tính phản lực gối đỡ mặt phẳng zoy xoz : Xét tọa độ xoz ta có : Xét phương trình mơmen điểm F mặt phẳng xoz ta có: 30 𝑀 𝐹 = 92 𝐹 = − 184 𝐹 + 264 𝐹 =0 = 6612 𝑁 Xét phương trình theo phương X ,ta có : 𝐹 −𝐹 𝐹 +𝐹 −𝐹 =0 = 2892 − 6612 + 4925 = 1205 𝑁 Xét tọa độ yoz ta có : 𝑀 = 92 𝐹 𝐹 − 184 𝐹 =0 𝐹 = 953,5 𝑁 184 = 92 Xét phương trình theo phương Y ta có : 𝐹 −𝐹 𝐹 +𝐹 =0 = 953,5 𝑁 31 Tính momen uốn tiết diện chịu tải lớn : My =87722 N.mm Mx=110860 N.mm Momen uốn tiết diện chịu tải lớn M3-2= M + M = 141368,6 N.mm Momen tương đương tiết diện chịu tải lớn mặt cắt (3-2) 32 Mtd = 𝑀 + 0,75 𝑇 = 601186,5 𝑁 𝑚𝑚 Tính đường kính trục tiết diện 3-2 : D3-2 = , , = = 54,7 𝑚𝑚 , Chọn D = 55mm +do vị trí ổ lăn F : Mx=My=T=0 nên ta chọn đường kính ổ lăn đường kính sơ d=50mm +tại vị trí khớp nối : Tk= 396204 N.mm Mtd = D= , 0,75 𝑇 = 343122,8 𝑁 𝑚𝑚 = 47,13 𝑚𝑚 Chọn đường kính d = 48 mm Tính tốn trục độ bền mỏi Chọn tiết diện nguy hiểm để kiểm nghiệm hệ số an tồn có momen tương ứng lớn , có tập trung ứng suất rãnh then chênh lệch đường kính chọn với đường kính tính nhỏ so với việc tăng đường kính tiết diện khác Kết sau ; Theo bảnh 7.4 trục gia công máy tiện đạt độ nhám : Ra =2,5 ÷ 0,63 ; 𝜎 = 600 𝑀𝑝𝑎 hệ số tập trung ứng suất trạng thái bề mặt Kt=1,06 Ky =1 khơng dùng biện pháp tăng bền bề mặt Theo bảng 7.5c với 𝜎 = 600𝑀𝑝𝑎 dùng dao phay ngón 𝐾 = 1,76 ; K𝜏=1,54 Theo bảng 7.6 tra 𝜀 = 0,85 ; 𝜀 = 0,73 𝐾 1,76 𝐾 1,54 = = 2,07 ; = = 2,1 𝜀 0,85 𝜀 0,73 Theo bảng 7.5b , với 𝜀 = 600 ; kiểu lắp k6 tra = 2,06; = 1,64 Tiết diện xét vừa lắp then vừa lắp có độ dơi nên ta lắp có độ dơi nên ta chọn lắp có độ (=2,07) =2,1 Như ta có : 𝐾 = ( , , ) = 2,12 ;𝐾 = , , = 2,16 Bởi trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng , trục quay chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì hoạt động , theo (7.10) (7.11), ta có 𝜎 =0; 𝜎 = 33 𝜏 𝜎 𝜎 =𝜏 = = 0; 𝜎 = = = 89 Mpa ; 𝜏 𝜎 = = = 31,5 𝑀𝑝𝑎 ;𝜏 = 𝑇 𝑊 =𝜏 𝑀3 141368,6 = = 13 𝑀𝑝𝑎 ; 𝜏 𝑊3 10656 = = = = 6,9𝑀𝑝𝑎 = 10,27 𝑀𝑝𝑎 𝑇3 𝑊 = = 674814 = 14,7 𝑀𝑝𝑎 2.22900 𝑇rong Wj ; Woj chọn theo bảng 7.3a, 7.3b Với 𝜎 = 600𝑀𝑝𝑎 suy Ψ = 0,005 ; Ψ = 𝜎 𝜏 = 0,43 𝜎 = 0,43.600 = 258 𝑀𝑝𝑎 = 0,58 𝜎 = 0,58.258 = 149,64 𝑀𝑝𝑎 Từ số liệu tính , thay vào cơng thức 7.8 ;7.9 ta có : Xét trục I: 𝑆 = 𝑆 = = Thay vào S1 = , , = , , =10 , , = = 2,04 =2 = [S] = 1,5÷ 2,5 , Xét trục II: 𝑆 𝑆 Thay vào S2 = , , , , 258 = 3,8 2,12.31,5 149,64 = = 6,7 2,16.10,27 = = 3,64 > [𝑆] Xét truc III: 𝑆 𝑆 Thay vào S3 = , , , = = 258 = 9,3 2,12.13 , , , = 4,8 = 4,2 > [𝑠] Như , hệ số an tồn tính cho trục thỏa mãn điều kiện theo hệ số an toàn cho phép [S] = 1,5-2,5 ( ta chấp nhận hệ số an tồn S2 S3 tính lớn đáng kể so với hệ số an toàn cho phép , u cầu ăn khớp nối khơng tính trục độ cứng tính then : 34 Để truyền momen từ trục đến bánh ngược lại ta dùng then Trục I : chọn then kích thước ta có dI = 30 mm tra bảng 10 ta có b=10mm ; h=8mm ; t=4,5 mm ; t1 =3,6 mm ;k=4,2 mm chiều dài then l=0,8 lm với Im = ( 1,2÷1,5) d : chiều dài moay L = 0,8 Lm = 0,8.42=33,6 mm Kiểm nghiệm sức bền dập bề mặt cạnh then : 𝜎 = ≤ [𝜎] Trong : Mx : momen cần truyền D đường kính trục L : chiều dài then K : biểu thị phần then lắp rãnh trục [𝜎]d : dạng lắp cố định , vật liệu moay thép 45 , tải trọng tĩnh [𝜎]d = 150 (N/mm2) = 32,5