Đồ án chi tiết máy môn đồ án chi tiết máy

Đồ án chi tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên nghành cơ khí nói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp về công nghệ cơ khí, chế tạo máy. Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học, nghiên cứu và làm quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí hiện nay. Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho chúng em được tiếp xúc và làm quen với việc nghiên cứu :” thiết kế hệ thống dẫn băng tải”. Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp, còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng, song bài làm của em không thể tránh khỏi những sai sót. Em rất mong nhận được sự đóng góp ý kiến của thầy, giúp em có được những kiến thức cần thiết để sau này ra trường có thể ứng dụng trong công việc cụ thể của sản xuất. Em xin chân thành cảm ơn

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Chọn động cơ

1.1.1 Xác định tải trọng tương đương

+ Công suất tương đương xác định theo công thức

Trong đó: - P ct : công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)

-Ƞ: là hiệu suất toàn bộ của hệ thống

- P t : công suất tính toán trên trục máy công tác (kW) Tính toán Pt

Công suất làm việc khi tải trọng thay đổi theo bậc ta có:

P i là công suất tác dụng lên trục trong thời gian t i (kW)

P 1 là công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trên trục máy công tác (kW):

Theo chế độ tải có P=T.ω

Mà vận tốc góc ω không đổi → P tỉ lệ với T ( momen quay )

1.1.2 Tính hiệu suất truyền động ƞ

Dựa vào bảng 2.3 trang 19 Trị số hiệu suất các loại bộ truyền và ổ ta chọn:

+ Hiệu suất của bộ truyền đai: ƞ d = 0.955

+ Hiệu suất của cặp bánh răng trụ: ƞ br = 0,98

+ Hiệu suất của cặp ổ lăn: ƞ ol = 0.993

+ Hiệu suất của khớp nối trục: ƞ k = 0.985

Vậy ta tính được hiệu suất của toàn bộ hệ thống ƞ theo công thức : Ƞ = ƞ k ×ƞ ol 3 × ƞ br 2 × ƞ đ = 0,985×0,993 3 ×0,98 2 ×0,955= 0,88

1.1.3: Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ.

Truyền động đai thang thì u đ =3…5

→ tỉ số truyền toàn bộ u t của hệ thống được tính theo công thức sau: u t = u 1 ×u 2 ×u 3 …

Với truyền động đai: u t =u đ ×u HGT = 3×8= 24

Trong đó: + u đ là tỉ số truyền của truyền động đai thang và ta chọn u đ = 3

+ u HGT là tỉ số truyền bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp và ta chọn u HGT =8 + gọi n lv là số vòng quay của trục máy công tác (trục quay hoặc đĩa xích tải) và được tính theo công thức: n lv = 60000 π × D × v = 60000× π × 320 1,6 = 95,5 (vòng/phút)

Trong đó: v- vận tốc băng tải hoặc xích tải, m/s

D- đường kính tang quay, mm

Từ u t và n lv có thể tính được số vòng quay sơ bộ của động cơ

Vậy số vòng quay sơ bộ củ động cơ ( n sb ) là: n sb = n lv × u t

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ n đb = 3000 vòng/phút

Với điều kiện chọn của động cơ là : { T { T P n mm đb dc ≤ ≥ P ≥ n T T sb ct dn k

Dựa vào bảng P1.3 các thông số kỹ thuật của động cơ 4A với P ct = 5,34 (kw) và n đb 3000 (vòng/phút) ta dùng động cơ 4A100L2Y3 có P dc =5,5(kW), n dc (80 (vòng/phút) và

Chọn phân phối tỉ số truyền

1.2.1 Tỷ số truyền các bộ ngoài hộp gia tốc:

- Tỉ số truyền chung của hệ thống truyền động được tính theo công thức (Theo 3.23 trang 48)

Trong đó: n đc - số vòng quay của động cơ đã chọn (vòng/phút) n lv - số vòng quay của trục máy công tác (vòng/phút)

1.2.2 Tỉ số truyền của bộ truyền trong hộp gia tốc:

- Tính tỉ số truyền cấp nhanh( u 1¿ và tỉ số truyền cấp chậm ( u 2¿:

+ Tỉ số truyền của hộp giảm tốc( u h ¿ tính theo công thức :

Trong đó: + u n : tỉ số truyền của bộ truyền ngoài u n =u đ

Với hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ đồng trục: u h =u 2 × u 1 (1)

Xác định công suất, momen,số vòng quay các trục

1.3.1 Tính công suất trên các trục:

P II = P III ƞ ol ×ƞ br =0,993× 4,8 0,98=4,93 (kW)

1.3.2 Số vòng quay các trục: n dc =n(80 (vòng/phút) n I = u n d =2880 3 = 960 (vòng/phút) n II = n u 1

1=3,17 960= 302,83 (vòng/phút) n III =n II u 2=302,83 3,17 = 95,52 (vòng/phút)

1.3.3 Tính moomen xoắn T ở các trục:

Ta có: T i =9,55 ×10 6 × n p i i do đó ta tính được:

Thông số ĐỘNG CƠ I II III

THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

Thiết kế bộ truyền đai

- Ta có thông số đầu vào bộ truyền đai

P 1 = P đc =5,17(kW) n 1 =n đc (80 (vòng/phút)

2.1.1 Chọn thông số đai thang

Diện tích: A=F (mm 2 ¿ b 1 (mm) , b (mm) , h=8 (mm) y 0 =2,8¿) , d min 5(mm), l 000(mm)

2.1.2 Xác định các thông số của đai

Theo bảng 4.13 chọn đường kính bánh đai nhỏ d 15 (mm)

60000 ,84 (m/s) Nhỏ hơn vận tốc cho phép v max % (m/s)

Theo công thức 4.2 trang 53 , với ε=0.01(hệ số trượt), đường kính bánh đai lớn là: d 2 =u d 1 /(1−ε)=3.125/(1−0,01)78,78 (mm)

Như vậy tỉ số truyền thực tế u t = d 2 d 1 (1−ε)= 378,78

2.1.3 Xác định khoảng cách trục

Theo bảng 4.14 chọn khoảng cách trục a= d 278,78 (mm) vì a/ d 2=1 Công thức 4.4 ta có chiều dài đai là:

4.378,78 =¿1591 (mm) Theo bảng 4.19 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn l = 2000 (mm)

- Nghiệm số lần uốn của đai trong 1 giây, theo 4.15 i = v l = 18,84 2 =9,42 ¿>i ≤i max

- Tính khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2000 mm Theo công thức 4.6 a = ¿ ¿ với: +λ=l−π( d 2+d 1 )

+ Theo bảng 4.7 chọn tỉ số của hệ số tải trọng động k đ =1,25

+ Tính hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm với α 15,5°

+ Theo bảng 4.16 chọn hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai với l l 0 00

+ Theo bảng 4.17 chọn hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền với u=3, C u =1,14

+ Theo bảng 4.19, [ P 0¿=3kw ( với v = 18,84 (m/s), d 15 (mm)

3 =1,72 do đó: C z =0,93 Vậy z = (3 0,93 5,17.1,25 1,03 1,14 0,93 ) =2,05 lấy z = 2 đai

- Chiều rộng đai, theo 4.17 và bảng 4.21,

- Đường kính ngoài bánh đai d a =d 1 +2h 0 5 + 2.3,3 = 131,6 (mm)

2.1.5 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

+Lực căng: F v =q m v 2 ( định kì điều chỉnh lực căng), với khối lượng 1m chiều dài đai q m =0,105( kg m ) bảng 4.22

Theo 4.21 lực tác dụng lên trục:

2.1.6 Các thông số của bộ truyền đai

THÔNG SỐ KÍ HIỆU GIÁ TRỊ

Tiết diện đai - 81 mm 2 Đường kính bánh đai nhỏ d 1, mm 125 mm

Vận tốc đai V, m/s 18,84 m/s Đường kính bánh đai lớn d 2, mm 378,78 mm

Trị số tiêu chuẩn của d 2 -

Chiều dài tiêu chuẩn l,mm 2000 mm

Khoảng cách truc chính xác a,mm 590,9 mm

Số đai ( chêm) chọn z 2 đai

Chiều rộng bánh đai B,mm 35 mm Đường kính ngoài bánh đai d a ,mm 131,6 mm

Lực tác dụng lên trục F r ,N 707,94 N

Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Với đặc tính của động cơ đã chọn cùng yêu cầu của đầu bài ra và quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế nên ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau

Cụ thể theo bảng 6-1/92[TL1] ta chọn :

-Bánh nhỏ: thép 50 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 228 255 có giới hạn bền σ b 1 u0MPa , giới hạn chảy σ ch1 S0MPa

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB1 = 245

-Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240 có

Do tốc độ quay và cường độ làm việc nhỏ hơn bánh nhỏ nên chọn độ rắn bánh lớn thấp hơn 10-15 Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB2 = 235

2.2.1.Xác định ứng suất cho phép

Theo bảng 6-2/94[TL1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180 350 ta có: lim 2 70 o

+ σ H o lim và σ Flim o :là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở;

+ SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.

-Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB1 = 245

-Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB2 = 235

-Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:

Theo 6-5/93[TL1]: N H 0  30 H HB 2,4 -Do đó:

N Ho   -Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:

N Fo  (vì chọn vật liệu là thép) -Xác định hệ số tuổi thọ:

FE m N mH,mF: bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn

-Do chọn độ rắn mặt răng HB NHo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KHL2 = 1; Lấy NHE2 = NHo2

NFE2> NFo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KFL2 = 1, tương tự:

KFL1 =1 -Tính bánh răng chủ động:

Nên lấy hệ số tuổi thọ: KHL1 = 1; KFL1 = 1 -Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức: 6-1/91[TL1] và 6-2/91[TL1]

ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc;

ZV: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;

( Độ rắn mặt răng HB < 350, ZV=0,85.v 0,1 )

KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;

Ys: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối lập với tập trung ứng suất;

KxF: Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn;

KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều => KFC = 1;

KHL; KFL: Hệ số tuổi thọ;

SH ; SF: Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn ; lim

 H : Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở;

Flim: Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở.

-Khi thiết kế sơ bộ ta lấy:

ZR.ZV.KxH = 1 và YR.Ys.KxF = 1

Bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên theo công thức 6-12 ta có

 H   H  2 490,9  MPa  Ứng suất quá tải cho phép:

2.2.2 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Trong đó a w : khoảng cách trục

K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

Tra bảng 6-5/96[TL1] ta được K a  49,5  Mpa 1 3 

T1: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1P336,45 (Nmm)

 σ H  : Ứng suất tiếp xúc cho phép σ H  490,9  MPa  u : Tỉ số truyền u = 3,17 w w ψ ba b

a bw là chiều rộng vành răng

K H : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

2.2.3 Xác định các thông số bộ truyền

Z có mô đun bánh răng m=(0,010,02).a w = 1,462,92

Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 2

Chọn sơ bộ góc nghiêng β=0 o

Số răng bánh lớn: z 2 = z 1.u = 35.3,17 = 110,95 Lấy tròn z21

Tỉ số truyền thực tế sẽ là: u m =z 2 z 1 1

Góc ăn khớp tw tính theo công thức 6-26/101[TL1] cos❑ tw = Z t m 2 a cos ❑ w 1 = ( z ¿¿ 1+ 2 z 2 a ) m cos❑ w 1 ¿ = ( 35+111) 2 cos 20 ˚

2.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

ZM :Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số ZM tra trong bảng 6-5/96[TL1] Z = 274 M  Mpa 1 3 

ZH :Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc

Z  với βb là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở βb = 0 o

tw: Góc ăn khớp tw ˚

Z ε :Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng Tính theo công thức6-36a/105[TL1] mà: ε β = b w sin β mπ =0,3.146 2 π sin 0 = 0 ε ❑ =[ 1,88−3,2 ( z 1 1 + z 1 2 ) ] cos β = [ 1,88−3,2 ( 35 1 + 111 1 ) ] cos0 ˚ =1,75

KH: Hệ số tải trọng động khi tính về tiếp xúc, được tính theo thức 6-39/106[TL1] β α.

K H :Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên bề rộng vành răng Tra bảng 6-7/98[TL1] Ψ bd =0,663 => K Hβ =1,03 α

K H :Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Bánh răng thẳng =>K H α =1

K Hv :Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số K Hv tính theo công thức :

3,17+1p,02 (mm) Theo bảng 6-13/106[TL1] chọn cấp chính xác 8

Theo bảng 6-15/107[TL1] và 6-16/107[TL1]

Răng thẳng có vát đầu răng: δ H  0,004; g 0  56 v H = 0,004.56.3,49.√ 3,17 1 46 =5,3 (m/s) b w =Ψ ba a w =0,3 146C,8(mm)

43,8 3,17.70,02 2 56,25 (MPa) Theo 6-1/91[TL1] và 6-1a/93[TL1]

ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc cấp chính xác 8

ZV: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, độ rắn mặt răng nhỏ hơn 350MPa nên

KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng Đường kính vòng đỉnh răng daKxH=1

Vậy độ bền tiếp xúc thỏa mãn điều kiện

2.2.5 Kiểm nghiệm độ bền uốn

Theo công thức 6-43/108[TL1] ta có 1 1 ε β 1  1 

T1: Mômen xoắn trên trục chủ động T1P336,45 m: Môđun pháp m=2 (mm) b w : Chiều rộng vành răng bw=43,8 (mm) d w 1 : Đường kính vòng lăn bánh chủ động d w 1 p,02 (mm)

Y  : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y ε = ε 1 α

= 1 1,75=0,571 Với ε α =1,75là hệ số trùng khớp ngang

Y β : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng β=0 ° → y β =1

YF1,YF2 :Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2

Theo 6.18/109[TL1] ta có : z v1= z 1 cos 3 β= z 1 cos 3 05 z v 2 1

Với hệ số dịch chỉnh x1=0 x2=0 Tra bảng 6-18 được Y F 1  3,9; Y F 2  3,61

K F : Hệ số tải trọng khi tính về uốn

KFβ = 1,08 Tra bảng 6-7/98[TL1] với ψ bd =0,663

Theo bảng 6.14/107[TL1] chọn KF α = 1,27

Ys - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đến tập trung ứng suất

YR- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng , chọn yR= 1

YxF -Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn YxF = 1 do da