Đồ án môn học chi tiết máy

Đồ án môn học chi tiết máy A. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN . I- Chọn động cơ. 1-xác định công suất động cơ .p Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức sau: P ct = η t P . Trong đó : P ct -công suất cần thiết trên trục động cơ [kw]. P t - công suất tính toán trên trục máy công tác [kw]. η - Hiệu suất truyền động. +/ Ta có : η = η ôl 4 .η 2 BR . η x Trong đó : η ôl - Hiệu suất của một cặp ổ lăn . η BR - Hiệu suất của bộ truyền bánh răng . η x - Hiệu suất của bộ truyền xích . Dựa vào bảng 2.3/1/trang19 ta tra được hiệu suất của các bộ truyền,nó được thống kê ở bảng sau. Hiệu suất Số lượng Giá trị η ôl 4 (0,99) 4 η BR 2 (0,97) 2 η x 1 0,93 Do đó ta có: η = η ôl 4 .η 2 BR . η x = (0,99) 4 .0,93.(0,97) 2 = 0,84 Như vậy muốn xác định công suất động cơ cần biết công suất tính toán P t , mà công suất được xác định tuỳ thuộc vào chế độ làm việc của động cơ và tính chất tải trọng. +/ Xác định P t : Ở đây đề bài cho tải trọng thay đổi - rung động nhẹ. Ta có : ts = ck lv t t 100 = 021 ttt t lv ++ 100 Trong đó: t lv = t 1 +t 2 =1+2,5= 3,5(giờ)- thời gian làm việc. t 0 -thời gian nghỉ ; t ck – thời gian chu kỳ .  ts = 4 5,3 100 = 87,5 %  Có : ts =87,5% > 60% => động cơ coi như làm việc trong chế độ dài hạn với tải trọng thay đổi . P t = P tđ = )/() ( 212 2 21 2 1 tttPtP ++ (1) Có mối quan hệ : P = 9550 .nT (kw) nên theo đầu bài chúng ta có: T 2 = 0,8T 1 => P 2 = 0,8P 1 Có : P 1 = P max = 1000 .vF = 1000 85,0.9000 = 7,65 (KW) Theo đầu bài có : t 1 =1 (h) ; t 2 = 2,5 (h); thay t 1 ,t 2 ,P 1 vào (1) ta được : P t = 7,65. 0,862 = 6,5943 (KW) • P ct = η t P = 84.0 5943,6 = 7,85 (KW) 2- Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ. Ta có : n sb =n lv .u t . Trong đó: n sb - Số vòng quay đồng bộ . n lv - số vòng của trục máy công tác ở đây là trục của băng tải quay. u t - Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động. Đối với hệ thống băng tải ta có : n lv = 340.14,3 85,0.60000 . .1000.60 = D V π = 47,77 [v/ph]. Trong đó : V- Vận tốc băng tải [m/s]. D- Đường kính tang quay [mm]. Với sơ đồ đề bài ra thì tỉ số truyền của toàn hệ thống : U t =U h .U x. U h : tỉ số truyền của hộp giảm tốc; U x : tỉ số truyền của bộ truyền xích; Tra bảng 2.4/1/trang 21 sách thiết kế CTM ta chọn được U h =14,U x =2.1 Vậy n sb =n lv. .U t = 47,77.2,1 = 1404,4 [v/ph]. Ta chọn số vòng quay đồng bộ là : n đb = 1500 v/ph. 3- Quy cách chọn động cơ. Động cơ được chọn phải thoả mãn ba điều kiện sau: P đc >P ct. ; n đc ≈ n sb ; dn kmm T T T T < . Theo bảng phụ lục 1.2/1/ sách thiết kế CTM với P ct =7,85 (KW) và n đ1 =1500 v/hp ta chọn được động cơ có : Ký hiệu 4A132M4Y3 Công suất động cơ P đc =11 kw Vận tốc quay N=1458 Tỷ số dn k T T = 2,2 So với điều kiện trên ta có: P đc =11 > P ct =7,85. n đc = 1458 ≈ n sb = 1404,4 [v/ph]. dn k T T = 2,2> T T mm =1,4. II- Phân phối tỷ số truyền . Ta có U t = lv dc n n . Trong đó : n đc - Số vòng quay của động cơ . n lv - Số vòng quay của trục tang . n lv =47,77 v/ph (tính ở trên). n đc =1458 v/ph (chọn ở trên).  U t = 77,47 1458 = 30,52. Mà U t =U x .U h . • U x = h U Ut = 14 30,52 = 2,18 • Ta chọn tỷ số truyền của xích: U x = 2,2 Với U h = 14, tra bảng (3.1/43) ta được : u 1 =4,79 , u 2 =2,92; III- Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục. Dựa vào công suất cần thiết P ct của động cơ và sơ đồ của hệ thống dẫn động ta tính được trị số công suất ,mômen và số vòng quay trên các trục. TRỤC I: P I = P ct .η ôl P I = 7,85.0,99 = 7,7715 [kw]. n I = n đc = 1458 [v/ph]. T I = 9,55.10 6 . 1458 7715,7 .10.55,9 6 = I I n P = 50903,858 [N.mm] TRỤC II: P II = P I .η brI .η ôl P II = 7,7715.0,97.0,99 = 7,463 [kw]. n II = 79,4 1458 1 = U n I = 304,384 [v/ph] T II = 9,55.10 6 . 384,304 463,7 .10.55,9 6 = II II n P = 234150,448 [N.mm] TRỤC III: P III = P II .η brII .η ôl P III =7,463.0,97.0,99 = 7,167 [kw]. n III = 92,2 384,304 2 = U n II = 104,241 [v/ph]. T III = 9,55.10 6 . 241,104 167,7 .10.55,9 6 = III III n P = 656602 [N.mm] TRỤC IV: P IV = P III .η x .η ôl P IV =7,167.0,93.0,99 = 6,598 [kw]. n IV = 2,2 241,104 = Ux n III = 47,38 [v/ph]. T IV = 9,55.10 6 . 38,47 598,6 .10.55,9 6 = IV IV n P = 1329905,023 [N.mm] Bảng thống kê Trục Thông số Động cơ I II III Công suất P,kw 11 7,7715 7,167 0,796 Tỷ số truyền u 1 4,79 2,92 Số vòng quay n, v/p 1458 1458 304,384 104,247 Momen xoắn T, N.mm 50903,858 234150,44 656602 B- thiết kế bộ truyền động . Bánh răng là bộ phận rất quan trọng trong hộp giảm tốc nói riêng và hệ thống truyền động nói chung .Bánh răng dùng để truyền động giữa các trục ,thông thường có kèm theo sự thay đổi về trị số và chiều của vận tốc hoặc mô men.Việc bánh răng hư hỏng trong quá trình hoạt động là rất nguy hiểm .Cho nên cần thiết phải tính toán thiết kế bánh răng sao cho phù hợp ,đảm bảo an toàn trong sử dụng ,tiết kiệm được chi phí vật liệu nhằm đạt hiệu quả cao nhất . Việc thiết kế truyền động bánh răng được tiến hành qua các bước sau : 1.) Chọn vật liệu. 2.) Xác định ứng suất cho phép . 3.) Tính sơ bộ kích thước cơ bản của bộ truyền bánh răng . Trên cơ sở đó xác định các yếu tố ảnh hưởng tới khả năng làm việc của bộ truyền ,rồi tiến hành kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc,độ bền uốn ,độ quá tải. 4.) Xác định kích thước hình học của bộ truyền . I-Chọn vật liệu. Để thuận tiện cho việc cung cấp vật liệu ta chọn vật liệu hai bánh là như nhau,vì ở đây tải trọng trung bình nên ta chọn vật liệu như sau. 1-Chọn vật liệu bánh nhỏ: Chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn mặt răng HB 1 = 241 285 Có σ b1 = 850 [Mpa]. σ ch1 = 580 [Mpa]. 2-Chọn vật liêu bánh lớn . Để tăng khả năng chạy mòn của răng ,nên nhiệt luyện bánh lớn có độ rắn mặt răng thấp hơn bánh nhỏ từ 10 đến 15 HB. Chọn thép 45tôi cải thiện đạt độ rắn mặt răng HB 2 = 192 240 Có σ b2 = 750 [Mpa]. σ ch2 = 450[Mpa]. II- xác định ứng suất cho phép. ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H ] và ứng suất uốn cho phép [σ F ] được xác định theo công thức sau . [σ H ] = H HLxHvrH S KKZZ 0 lim σ [σ F ] = F FcFLxFsRF S KKKYY 0 lim σ . Trong đó : Z R - Hệ số xêt đến độ nhám của mặt răng làm việc. Z v - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. K xH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. Y R - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. Y s - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập chung ứng suất . K xF - Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đến độ bềnuốn. K Fc - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải vì bộ truyền quay một chiề nên: K Fc = 1. K HL, K FL -Hệ số tuổi thọ. S H ,S F - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. σ 0 Hlim - ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở. σ 0 Flim - ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở. Khi thiết kế sơ bộ lấy Z R .Z v .K xH = 1 và Y R .Y s K xF = 1, do đó công thức ứng suất cho phép là: [σ H ] = H HLH S K. 0 lim σ [σ F ] = F FcFLF S KK 0 lim σ . Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB 1 =245 Mpa Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB 2 =230 Mpa tra bảng 6.2/1/ được. σ 0 Hlim = 2.HB +70 và S H =1,1. σ 0 Flim = 1,8.HB và S F =1,75.  σ 0 Hlim1 = 2.HB 1 +70 = 2.245 + 70 = 560 [Mpa].  σ 0 Hlim2 = 2.HB 2 +70 = 2.230 + 70 = 530 [Mpa].  σ 0 Flim1 = 1,8.HB 1 = 1,8.245 = 441 [Mpa]  σ 0 Flim2 = 1,8.HB 2 = 1,8.230 = 414 [Mpa] • Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc là: N HO = 30.H 2,4 1H.  N H01 = 30.245 2,4 = 1,6 .10 7 .  N H02 = 30.230 2,4 = 1,39.10 7 . • Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn đối với mọi loại thép N Fo = 4.10 6 . Ta xác định hệ số tuổi thọ theo công thức sau. H m HE H HL N N K 0 = ; F m FE F FL N N K 0 = m H ,m F bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn .Do ta chọn độ rắn mặt răng HB < 350 Mpa nên ta được m H = 6 , m F = 6 . Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nên ta phải vậy nên N HE , được xác định theo công thức sau : ii i HE tn T T cN 60 3 max ∑         = Với T i , n i , t i ,lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay ,và tổng số giờ làm việc ở chế độ thứ i của bánh răng đang xét . c- Số lần ăn khớp trong một vòng quay . Ta có : ck ii iHE t t T T t U n cN 60 3 max1 1 2 ∑∑         = )625,0.8,025,0.1(5.300.8.384,304.1.60 33 2 += HE N = 2HE N 12,49.10 7 Vì N HE2 > N HO2 nên lấy hệ số tuổi thọ K HL2 = 1.  N HE1 > N HO1 nên lấy hệ số tuổi thọ K HL1 = 1. Như vậy theo(6.1a) sơ bộ xác định được ứng suất cho phép. [σ H ] = H HLH S K. 0 lim σ  [σ H ] 1 = H HLH S K. 0 lim σ = 1,1 1.560 = 509,1 (MPa)  [σ H ] 2 = H HLH S K. 0 lim σ = 1,1 1.530 = 481,8 (MPa) Vì cả bộ truyền cấp nhanh và bộ truyền cấp chậm đều sử dụng răng thẳng nên: [σ H ] =min([σ H ] 1 , [σ H ] 2 )=[σ H ] 2 = 481,8 (MPa) Theo (6.7)/1/: ii m i FE tn T T cN F 60 max ∑         = => ck ii iFE t t T T t U n cN 60 6 max1 1 2 ∑∑         = ( ) 625,0.8,025,0.1.5.300.8.384,304.1.60 66 2 += FE N = 9.10 7 N FE2 > N FO nên lấy hệ số tuổi thọ K FL2 = 1. ⇒ N FE1 > N FO1 nên lấy hệ số tuổi thọ K FL1 = 1. Theo (6.2a) với bộ truyền quay 2 chiều, K FC = 0,7 ta có:  [σ F ] 1 = F FcFLF S KK 0 lim σ = 75,1 1.7,0.441 = 176,4 (MPa)  [σ F ] 2 = F FcFLF S KK 0 lim σ = 75,1 1.7,0.414 = 165,6 (MPa) • Xác định ứng suất quá tải cho phép. Theo (6.10) và (6.11)/1/: [σ H ] max = 2,8.σ ch = 2,8.450 = 1260 (MPa) [σ F1 ] max = 0,8.σ ch = 0,8.580 = 464 (MPa) [σ F2 ] max = 0,8.σ ch = 0,8.450 = 360 (MPa) III-A. TÍNH CHỌN CÁC SỐ THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH . 1- Xác định sơ bộ khoảng cách trục a w . Ta có : ( ) 3 1 2 11 ][ . .1. baH HI aw u KT uKa Ψ += σ β (1) Trong đó : K a - Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, tra bảng 6.5/1/ : K a = 49,5 (răng thẳng). u 1 - tỷ số truyền của cặp bánh răng , u 1 = 4,79 (xác định ở trên). T I - Mô men xoắn trên trục bánh chủ động, T I = 50903,858 (N.mm) K H β - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên [...]... vuông góc với trục BR 1 - Chi u hướng vào tâm BR 1 - Có trị số : Fr1=Ft1.tgatw= 711,848 (N) Fr2 : - Phương vuông góc trục BR 2 - Chi u hướng tâm BR 2 - Có trị số : Fr2=Fr1= 711,848 (N) Ft3 : - Phương tiếp tuyến với vòng lăn BR 3 - Chi u BR 3 là bánh chủ động nên có chi u ngược chi u  2T 2 - Có trị số : Ft3= dw2 = Ft4 : - Phương tiếp tuyến với vòng lăn BR 4 - Có chi u cùng chi u với w3 4924,299 (N)... lm22 = 51 [mm] + chi u rộng may ơ bánh răng trụ răng thảng nhỏ trên trục II : lm23= (1,2 1,5).dsb2 = (1,2 1,5).40 = (48…60) [mm] Chọn lm23 = 55 [mm] + Chi u rộng may ơ bánh răng thẳng trên trục thứ III lm32 = (1,2…1,5).dsb3 = (1,2…1,5).60 = (72…90) [mm] Chọn lm32 = 70 [mm] + Chi u rộng may ơ bánh xích : lm33 = (1,2…1,5).dsb3 = (1,2…1,5).60 = (72… 90) [mm] Chọn lm33 = 71 [mm] 2- Xác định chi u dài giữa... giữa các ổ Ta có : k1 –khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp ,hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay Tra bảng 10.3/1/ chọn k1 = 11 [mm] k2 – khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp Tra bảng 10.3/1/ được k2 = 10 [mm] k3- Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến lắp ổ, Tra bảng 10.3/1/ được k3 = [mm] 15 h- Chi u cao lắp ổ và đầu bulông, tra bảng 10.3/1/... trục Xác định các lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng 82 [mm] 4 2 ω3 ω2 Fr2 Fr4 Ft2 Ft1 ω1 Ft3 Ft4 ω2 Fr2 Fr3 1 3 Bộ truyền cấp nhanh Bộ truyền cấp chậm Ft1 : - Phương tiếp tuyến với vòng lăn BR 1 - Chi u BR 1 là bánh chủ động nên có chi u ngược chi u  2T 1 - Có trị số : Ft1= dw1 = 1835,729 (N) Ft2 : - Phương tiếp tuyến với vòng lăn BR 2 - Có chi u cùng chi u  - Có trị số : Ft1 = Ft2 = 1835,729... được chi u rộng các ổ: bo1= 21(mm), bo2= 23(mm), bo3 = 29 (mm) 1- xác định chi u rộng các may ơ + Chi u rộng may ơ nửa khớp nối, ở đây chọn nối trục vòng đàn hồi nên ta có: lm12= (1,4…2,5).dsb1= (1,4 2,5).35=( 49…87,5) [mm] Chọn lm12 = 59 [mm] + chi u rộng may ơ bánh răng trụ răng thảng trên trục I : lm13= (1,2 1,5).dsb1 = (1,2 1,5).35 = (42…52,5) [mm] Chọn lm13 = 50 [mm] + chi u rộng may ơ bánh răng... Trong đó : Ka- Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng tra bảng 6.5/1/ trang 96 được Ka= U2- tỷ số truyền của cặp bánh răng , U2 = 49,5 2,92 (tính ở trên) TII- Momen xoắn trên trục bánh chủ động, TII = 234150,448 (N.mm) KHβ- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chi u rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, nó phu thuộc vào vị trí của bánh răng đối với ổ và hệ số ψ1d ψbd= 0,53.ψb... kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn với da < 700 mm lấy KxF = 1  [σF3] = [σF1].YR.Ys.KxF = 176,4.1.1,0163.1 = 179,275 (MPa)  [σF4] = [σF2].YR.Ys.KxF = 165,6.1.1,0163.1 = 168,299 (Mpa) Vậy σF3 = 149,89 < [σF3] = 179,275 (MPa) σF4 = 145,054 < [σF4] = 168,299 (Mpa) VI- Kiểm nghiệm quá tải Khi làm việc bánh răng có thể quá tải khi mở máy vì vậy ta cần phải kiểm nghệm quá tải khi nở máy, với hệ... trọng trên chi u rộng vành răng , KHβ= 1,138 (chọn ở trên) KHα- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp , với răng thẳng KHα= KHv- Hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp, 1 trị số của KHv tính theo công thức sau: υ H bw d w1 2.T1 K Hα K Hβ KHv= 1 + dw1: Đường kính vòng lăn bánh nhỏ 2.a w1 2.160 dw1= u + 1 = 4,79 + 1 = m 55,495 (mm) bw: Chi u rộng... w 2 m ≤ [σF1] σ F 1 YF 2 ≤ [σF2] YF 1 Trong đó : TII- Momen xoắn trên trục bánh chủ động 3 m- môđun pháp bw- Chi u rộng vành răng Yε- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng 1 1 Yε = ε = 1,7667 = 0,566 α (εα= 1,7667 tính ở trên ) Yβ- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, vì răng thẳng nên Yβ = 1 YF1,YF2- Hệ số biên dạng răng của bánh 3 và 4, tra bảng 6.18/1/ trang 109 với số răng tương đương Zv1= Z3 =38,... đó : KF- Hệ số tuổi thọ khi tính về uốn, theo (6.45)/1/: KF= KFβ KFα KFv K Fβ- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chi u rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7/1/ được K Fβ = 1,288 (sơ đồ 3) KFα- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, răng thảng nên KFα = 1 KFv- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính . Đồ án môn học chi tiết máy A. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN . I- Chọn động cơ. 1-xác định công suất. sự thay đổi về trị số và chi u của vận tốc hoặc mô men.Việc bánh răng hư hỏng trong quá trình hoạt động là rất nguy hiểm .Cho nên cần thiết phải tính toán thiết kế bánh răng sao cho phù hợp. 84.0 5943,6 = 7,85 (KW) 2- Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ. Ta có : n sb =n lv .u t . Trong đó: n sb - Số vòng quay đồng bộ . n lv - số vòng của trục máy công tác ở đây là trục của băng tải quay. u t -