thuyết minh đồ án chi tiết máy

Lời nói đầu Môn học chi tiết máy là một trong những môn học cơ sở giúp cho sinh viên chuyênngành cơ khí có một cách nhìn tổng quan về nền công nghiệp đang phát triển như vũ bão.Đây là mô

Lời nói đầu

Môn học chi tiết máy là một trong những môn học cơ sở giúp cho sinh viên chuyênngành cơ khí có một cách nhìn tổng quan về nền công nghiệp đang phát triển như vũ bão.Đây là môn học đóng vai trò quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư và các cán bộ

kỹ thuật, nguyên lý làm việ và phương pháp tính toán các chi tiết phục vụ cho các máymóc ngành công _ nông nghiêp, giao thông vận tải,……

Thiết kế đồ án chi tiết máy là sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết và thực nghiệm, từ đósinh viên có cơ hội tổng kết lại những lý thuyết và làm quen với công việc thiết kế

Trong các nhà máy xí nghiệp, khi cần vận chuyển vật liệu rời chủ yếu sử dụng các máyvận chuyển gián đoạn, các máy vận chuyển liên tục Khác với các máy vận chuyển giánđoạn, các thiết bị máy vận chuyển có thể làm việc trong một thời gian dài, việc vậnchuyển có năng suất cao và được sử dụng rộng rãi khi vận chuyển các vật liệu rời người

ta đã sử dụng băng tải Băng tải thường được sử dụng để vận chuyển các loại vật liệunhư: than đá, cát, sỏi, thóc…

Băng tải thường được cấu tạo bởi ba bộ phận chính: Động cơ truyền lực và mô menxoắn cho hộp giảm tốc tiếp đó đến băng tải Hộp giảm tốc thường dùng cho băng tải làhôp giảm tốc bánh răng trụ một cấp, hai cấp, bánh vít_trục vít, bánh răng_ trục vít

Để làm quen với việc đó, em được giao Thiết kê hệ dẫn động băng tải (xích_tải),vớinhững kiến thức đã học và sau một thời gian nghiên cứu cùng với sự hướng dẫn tận tình

của thầy Văn Hữu Thịnh_cán bộ giảng dạy thuộc bộ môn chi tiết máy, đến nay đồ án của

em đã được hoàn thành Tuy nhiên, vẫn còn bị hạn chế về kinh nghiệm thực tế, nên đồ áncủa em không tránh khỏi những thiếu sót Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy côtrong bộ môn để đồ án của em được hoàn thiện hơn

Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ em, đặc biệt

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

- Số năm làm việc (y) : 5 (năm)

3 Đặc điểm của tải trọng

Tải trọng va đập nhẹ và quay một chiều

4 Ghi chú:

Năm làm việc (y) 300 ngày, ngày làm việc 2 ca, 1 ca 8 giờ

Sai số cho phép về tỉ số truyền u = (2-3)%

B KHỐI LƯỢNG CỤ THỂ

1 Một bản thuyết minh về tính toán

2 Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc ( khổ A0)

Phụ lục

Trang

Phần I : TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 3

B : TÍNH CHỌN THEN VÀ KHỚP NỐI 57

C TÍNH TOÁN THIẾT KẾ Ổ LĂN 60

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] Nguyễn Trọng Hiệp : Chi Tiết Máy , tập 1 và tập 2

Nhà xuất bản Giáo dục , Hà Nội 1999

[2] Nguyễn Bá Dương, Nguyễn Văn Lẫm , Hoàng Văn Ngọc , Lê Đắc Phong

Tập bản vẽ chi tiết máy

Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp , 1978

[3] Trịnh Chất , Lê Văn Uyển :

Tính toán Thiết kế hệ dẫn động cơ khí , tập 1 và tập 2

Nhà xuất bản Giáo dục , 1999

PHẦN I:

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

I Chọn động cơ:

1 Công suất trên trục công tác:

 Điều kiện làm việc với số liệu ban đầu:

- Lực vòng trên tải xích: 2F = 6700 (N)

- Vận tốc tải xích: V = 1,2 (m/s)

- Số răng đĩa xích: Z = 11 (răng)

- Bước xích: P = 100

- Số năm làm việc: a = 5 năm

 Đặc điểm của tải trọng:

- Tải trọng và đập nhẹ, quay 1 chiều

- Năm làm việc (a) 300 ngày, ngày 2 ca, 1 ca 8 giờ Sai số cho phép tỷ số truyền

∆i=2÷3%

2 Tính toán công suất hệ thống:

Hiệu suất chung:

η = ηđ.ηol4.ηBr2.ηnđ

Tra bảng 2.3 trang 19 ta có:

ηđ = 0,96 : Hiệu suất bộ truyền đại

ηol = 0.995 : Hiệu suất 1 cặp ổ lăn

ηBr = 0,97 : Hiệu suất 1 cặp bánh răng

η = 1 : Hiệu suất nối trục

Công suất cần thiết cho động cơ

-Tải trọng tương đương

1 1 2 2 d

1 2

t

p t p t P

t t







h đ

;

Tđc =

6 1

dc

đ

n n u

c

n n u

( N mm )

57837,11 138042,69 437215,97 1107373,41

- Chế độ làm việc ngày 2 ca, 1 ca 8 giờ.

Theo hình 4.1/trang 59 chọn loại đai tiết diện đai hình thang thường

ký hiệu A với các thong số sau:

Kích thước tiết diện: bt=14

Tra bảng 4.26/trang 67, chọn d2 = 500 mm

Như vây tỷ số truyền thực tế:

2 1

 Thỏa điều kiện

3.Tính chiều dài đai:

Tra bảng 4.13/trang 59, chọn chiều dài chuẩn l = 2500 mm

 Kiểm nghiệm về điều kiện tuổi thọ

* P1 = 8,83kw công suất trên bánh dẫn.

*  P0 = 5,53 kw công suất cho phép (tra bảng 4.19/trang 62)

* kđ : hệ số tải trọng động (tra bảng 4.7/trang 55) Vì chế độ làm việc ngày 2 canên lấy trị số trong bảng tăng thêm 0,1 vậy

l

 c l= 1 hệ số kể đến ảnh hưởng chiều dài đai (tra bảng 4.16/ trang61)

v ới u =3,2

 c u=1,14 hệ số kể đến ảnh hưởng tỷ số truyền (tra bảng 4.17)

* c z=1 hệ số kể đến ảnh hưởng sự phân bố không điều tải trọng cho các dâyđai (tra bảng 4.18)

Nên z = 8,83 x 1,35 2,03

5,53 x 0,93 x 1,14 1  

P k

v c z 

Với

* Fv = qm.v2 lực căng do lực li tâm sinh ra (CT 4.20/trang 20)Với tiết diện đai loại A → tra bảng 4.22/trang 22 → qm = 0,105 kg/m

 Tổng thời gian sử dụng: 300.(2.8).5 = 24000(giờ)

B.1 THIẾT KẾ BÁNH RĂNG CẤP NHANH- BÁNH TRỤ RĂNG THẲNG

I.Chọn vật liệu:

Dựa vào điều kiện làm việc không đòi hỏi đặc biệt,và theo quan điểm thống nhấthoá thiết và đây là bộ truyền bánh răng trụ thẳng nên ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng nhưsau:

II.Xác định ứng suất cho phép:

Theo bảng 6.2/trang 94 đối với thép C45 tôi cải thiện đạt HB <350 (180÷350)Có: o Hlim = 2HB + 70 S H = 1,1

Ti ( Ti/ Tmax)3 ni / ti

= ( 60 1 583, 23, 28 24000 ).( 13.0,7 + 0,8 3 0,3) = 21,9.107

Ta có NHE1= 21,9.107 > NHO1= 1,6.107  KHL1 = 1

Tương tự KHL2 =1

Ứng suất tiếp xúc sơ bộ.được xác định :

Theo công th ức ( 6.1a ):  / Hl

 Số chu kì thay đổi ứng suất uốn.

Theo 6.8/trang 93: NFE = 60 c  ( Ti/ Tmax)m F ni.ti

*m F:bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

Với HB(180÷350)HB  mF = 6 (tra bảng 6.4/trang 95)

 NFE2 = 60.1.583, 23, 28 24000.( 16 0,7 + 0,3.0,86) = 19,94.107

Ta thấy:

 NFE2 = 19,94.107 > NFo = 4.106 số chu kì thay đổi ứng suất cở sở khi thử về uốn  KFL2 =1

Tương tự cho NFE1  KFL1 =1

 Ứng suất uốn cho phép, tính theo 6.2a/trang 93.

F = o

Flim

σ KFC.KFL/SF

Trong đó: KFC=1:hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải với bộ truyền quay một chiều.

Theo (6.13 và 6.14)/trang 95 , ứng suất quá tải cho phép

Với bánh răng thường hoá, thép tôi cải thiện

Đối với bánh răng thẳng

  =0: góc nghiêng của răng,

2 1 1

IV Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

1

)1.(

2

w w

H H

M H

d u b

u K T Z

 ZM = 274 (MPa)1/3 hằng số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, trị

số ZM được tính tra bảng 6.5/trang 96

 ZH= 2cosb/ sin 2wt hằng số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Theo ct 6.35/trang 105

Tgβb=cosαt.tgβ

Vì β = 0 → Tgβb = 0 → βb = 0, theo TCVN/1065-71: α = 200

0 0

2.cos 0

1, 667sin(2.23,03 )

Đối với bánh răng thẳng tra bảng 6.14/trang 107 KHα =1,05.

* KHV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Theo công thức 6.14/trang 107

1

w w1

Z u Z

2, 43( / )60000

w 0

=>thỏa điều kiện ứng suất

Thông số và kích thước bộ truyền

-khoảng cách trục aw1=170(mm)

-Chiều rộng bánh răng bw=68

= 84,22(mm)

da =249,76(mm)-Đường kính đáy răng:

df1=d1-(2,5-2x1).m =78-(2,5-2.0,04).3 = 70,74(mm)

df2 =236,28(mm)

(BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CHỮ V)

Trong bộ truyền cấp chậm, có 2 bộ bánh răng làm việc hoàn toàn giống nhau, đặtsong song Do đó, ta tính thông số cho 1 bộ truyền bộ còn lại cũng giống như bộ thiết kế:

I Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền:

Tra bảng 6.7/trang 98 với ψbd=0,8 → chọn KHβ = 1,15

Z u Z

II Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc σH được tính theo 6.33/trang 105 , thỏa điều kiện:

2 2

2

)1.(

2

w d u bw

u K T Z

Z

H M H

ZH =

tw b

δH=0,002 (hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp) bảng 6.15/trang 107

g 0=73(hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng) bảng 6.16/trang 107

 

H

HL H

S

K

Hlim

0 / 

lim

III Kiểm nghiệm vể độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượtquá một giá trị cho phép

KFα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớpkhi tính về uốn.

w

F F o

a = g v

k  d  mm hệ số kể đến kích thước ảnh hưởng đến độ bền uốn

Do đó theo công thức 6.2 và 6.2a ta có:

ứng suất uốn cho phép

F1 F1/ .y y k R s XF=252.1.1.1,004=253,01(Mpa)

106,843,6

F F F

F

Y

MPa Y

Kết luận: bộ truyền đạt độ bền về uốn trong giới hạn cho phép

IV Kiểm nghiệm răng về quá tải:

max 1

qt

T K

T

 Theo 6.48/trang 110, Điều kiện:

ứng suất tiếp xúc cực đại σHmax = σ K σH qt   H max ( MPa)

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt

 Theo 6.49/trang 110: σF1max = σ KF1 qt σ F1 max

V Các thông số và kích thước bộ truyền:

Với các số liệu sau: Công suất trên trục giảm tốc

P1 = 8,43(kw)

- Chọn thép 45 tôi cải thiện b = 600 MPa.

-Ứng suất xoắn cho phép :   12 20MPa Chọn   15(MPa)

II Xác định trị số và chiều các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục:

a.lực tác dụng từ bộ truyên cấp nhanh

t

T F

d



2 2

w2

3358,16260,39

t

T F

  : Ứng suất xoắn cho phép MPa.

Các thông số ban đầu :

IV Xác định khoảng cách giữa các gối đở và điểm đặt lực :

Từ đường kính các trục,tra bảng 10.2/trang 189 ta được chiều rộng các ổ lăn b 0

theo bảng 10.2 :

Lấy trục II làm chuẩn để tính các khoảng cách của bộ truyền:

+Chiều dài may ơ đai và may ơ răng trụ:

+chọn hn=17 :chiều cao của nắp ổ và đầu bu lông

 Khoảng côn xôn trên trục tính từ chi tiết ngoài hộp đến gối đỡ

 Mặt phẳng yoz :

1 12

12

3371597,36 81 1261,9 168,5

1014,9337

11

3371597,36 418 1261,9 168,5

1530,3337

12

168,53373467,1 168,5

1733,55337

t lx

lx

F F

11

168,5337168,5 3467,1

1733,55337

t lx

lx

F F

Tại tiết diện lắp bánh răng thứ I:

Tiết diện lắp bánh răng thứ II

1.Khái niệm về độ bền mỏi:

Kết cấu của trục đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện đảm bảođược những điều kiện sau:

S = S σj Sτj ≥ Sj ≥ S

Sσj =

mi

aj dj



.

1





Khi trục I quay chiều

bt d t d

Ky: chọn phương pháp lăn bi  Ky = 1,1 – 1,25

Зσ, Зτ: tra bảng 10.10/198σ, Зσ, Зτ: tra bảng 10.10/198τj ≥ S: tra bảng 10.10/198

1 06 , 1 06 , 2 1

K







Kτj ≥ Sdc = 1 , 69

2 , 1

1 06 , 1 97 , 1 1

Vậy trục I thoả mãn độ bền mỏi

b) Trục II Mặt cắt nguy hiểm tại D:

1 06 , 1 06 , 2 1

1 06 , 1 97 , 1 1

dD



.

Điểm K là điểm nguy hiểm nhất  Kiểm nghiệm

0 d

M

Mmax : momen uèm lín nhÊt t¹i tiÕt diÖn nguy hiÓm lóc qu¸ t¶i

 =

max max max

B CHỌN THEN VÀ KHỚP NỐI

Then phải thỏa mãn điều kiện sau:

 HGT chịu tải trọng thay đổiCác vị trí cần kiểm tra độ bền của then

- Trục I có: then 12 có d = 27mm; then 13 có d = 38mm

- Trục II có: then 22 có d = 60mm; then 23 có d = 63mm

- Trục II có: then 33 có d = 65mm; then 34 có d = 45mm: chiều dài then: s

B CHỌN Ổ LĂN I.Chọn loại ổ:

Dựa vào điều kiện làm việc, tại các vị trí ổ trục chỉ có lực vòng Ft và lực hướng kính Fr Nên tại các gối đờ 1 và 2, chọn ổ bi đở 1 dãy

C0 = 15,1 kN- khả năng chịu tải trọng tĩnh

C = 22 kN- khả năng chịu tải trọng động

Ta kiểm nghiệm tại ổ chịu tải trọng lớn hơn Fl11 = 2312,36N

b Chọn ổ theo khả năng tải động:

Khả năng tải động Cd được tính theo công thức (11.1/trang 213)

Cd = Q mLTrong đó:

• Q : tải trọng động qui ước

Đối với ổ bi đở, tính theo CT (1.3): Q = (X.V.Fr =Y.Fa)kt.kđ

Với:

+ X = 1 hệ số tải trọng hướng tâm (bảng 11.4)

+ V = 1 hệ số kể đến vòng trong quay.

+ Fr = Fly12 = 2312,36N tải trọng hướng tâm

+ Fa = 0 lực dọc trục

+ Y = 0 hệ số tải trọng dọc trục ( bảng 11.4 )

+ kt =1 hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt khi làm việc θ = 150oC

+ kđ = (1÷1,2) hệ số kể đến đặc tính tải trọng Tra bảng 113/trang 215

Vậy: Theo bảng P2.7, chọn ổ bi cở trung bình 306 là hợp lí

c Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh:

Để đề phòng biến dạng dư, ổ bi cần thỏa điều kiện:

CT (11.18/trang 221): Qt ≤ Co

Trong đó:

• Qt tải trọng tĩnh qui ước (kN)

Được tính theo CT (11.19/trang 221): Qt = Xo.Fr + Yo.Fa

Với: + Xo = 0,6 hệ số tải trọng hướng tâm (bảng 11.6/trang 221)

C0 = 26,7 kN- khả năng chịu tải trọng tĩnh.

C = 37,8 kN- khả năng chịu tải trọng động

Hai ồ giống nhau, ta kiểm nghiệm tại 1 trong 2 ổ

b Chọn ổ theo khả năng tải động:

Khả năng tải động Cd được tính theo công thức (11.1)

Cd = Q mLTrong đó:

• Q : tải trọng động qui ước

Đối với ổ bi đở, tính theo CT (1.3): Q = (X.V.Fr =Y.Fa)kt.kđ

Vậy: Theo bảng P2.7, chọn ổ bi cở trung bình 309 là hợp lí

c Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh:

Để đề phòng biến dạng dư, ổ bi cần thỏa điều kiện:

CT (11.18): Qt ≤ Co

Hai ồ giống nhau, ta kiểm nghiệm tại 1 trong 2 ổ.

b Chọn ổ theo khả năng tải động:

Khả năng tải động Cd được tính theo công thức (11.1/trang 213)

Cd = Q mLTrong đó:

• Q : tải trọng động qui ước

Đối với ổ bi đở, tính theo CT (1.3): Q = (X.V.Fr =Y.Fa)kt.kđ

Với:

+ X = 1 (bảng 11.4/trang 215) + V = 1

+ Fr = Fly = 2215,36N + Fa = 0

Vậy: Theo bảng P2.7, chọn ổ bi cở trung bình 310 là hợp lí.

c Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh:

Để đề phòng biến dạng dư, ổ bi cần thỏa điều kiện:

 Qt = 0,6x2215,36+ 0,5x0 = 1329,2 (N) = 1,3292 (kN)

Ta thấy: Qt = 1,3292 ≤ Co = 36,3

Vậy: Theo bảng P2.7, chọn ổ bi cở trung bình 310 là hợp lí

III Chọn dung sai lắp ghép đối với ổ lăn:

Vì vòng trong quay nên vòng trong chịu tải chu kì,vòng ngoài đứng yên nên chịu tải cục bộ.Cấp chính xác 0 do đó ta có:

Lỗ : 72H7 100 7H 110 7H

D CỐ ĐỊNH CÁC CHI TIẾT TRÊN TRỤC

- Cố định theo phương tiếp tuyến: dùng then tại các lắp ghép với bộ phận truyền

động

- Cố định theo phương dọc trục: sử dụng gờ trục và bạc chặn giửa các may-ơ

- Ta dùng nắp ổ và điều chỉnh khe hở của ổ bằng các tấm đệm kim loại giữa nắp ổ

và thân hộp giảm tốc.Nắp ổ lắp với hộp giảm tốc bằng vít,loại nắp này dễ chế tạo và dễ lắp ghép

E TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ VỎ HỘP

I Chọn vật liệu:

-Ta chọn vỏ hộp đúc,vật liệu là gang xám GX 15_32

-Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua đường tâm các trục để việc tháo lắp các chi tiết được thuận tiên và dễ dàng hơn

II.Các kích thuớc của hộp giảm tốc:

 chọn d1 = 18 mm

Bu lông cạnh ổ: d2 = (0,7 0,8) d1 = (0,7 0,8) 18=12,6÷14,4  chọn d2 = 14 mm

F PHƯƠNG PHÁP BÔI TRƠN

I Bôi trơn ổ lăn

-Do ổ làm việc lâu dài,tốc độ làm viêc thấp,nhiệt độ làm việc < 150C nên ta bôi trơn bằng mỡ.Theo bảng 15-15 ta chọn mỡ LGMT2

-Ta dùng vòng phớt để che kín ổ lăn

II Bôi trơn hộp giảm tốc:

-Do vận tốc vòng < 12m/s nên ta bôi trơn bắng phương pháp ngâm dầu

Chiều sâu ngâm dầu = (0,75 2) h > 10mm

Với h : chiều cao chân răng

Ta dùng dầu tuabin để bôi trơn

Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp

d b m f L c q D S Do