Đồ án Nguyên lý chi tiết máy

LỜI NÓI ĐẦUMôn học chi tiết máy là một trong những môn học cơ sở giúp cho sinh viên chuyên ngành cơ khí có một cách nhìn tổng quan về nền công nghiệp đang phát triển như vũ bão.. Đây là

LỜI NÓI ĐẦU

Môn học chi tiết máy là một trong những môn học cơ sở giúp cho sinh viên chuyên ngành 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 việc và phương pháp tính toán các chi tiết phục vụ cho các máy móc ngành công - nông nghiệp, giao thông vận tải,

Thiết kế đồ án chi tiết máy là sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết và thực nghiệm, từ đó sinh 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 máy vận chuyển gián đoạn, các máy vận chuyển liên tục Khác với các máy vận chuyển gián đoạn, các thiết bị máy vận chuyển có thể làm việc trong một thời gian dài, việc vận chuyển 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 liệu như: than đá, cát, sỏi, thóc…

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

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

là thầy hướng dẫn

PHẦN A: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC

I- Chọn động cơ điện.

Xác định công suất trên trục động cơ điện:

Ta có công suất trên trục máy công tác: t

F.v 4800.1, 25

Công suất cần thiết trên trục động cơ:

t ct

P

P 



Hiệu suất truyền động:  ñ.n 3oâ br nt

Tra bảng 2.3 trang 19, ta có:

ηđ = 0,96 là hiệu suất của bộ truyền xích để hở

ηô = 0,995 là hiệu suất các cặp ổ lăn ηbr = 0,98 là hiệu suất của bộ truyền bánh trụ răng nghiêng ηnt = 1 là hiệu suất nối trục

Vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống là: η = 0,96.0,9953.0,98.1 = 0,927



t ct



Theo nguyên lý làm việc thì công suất động cơ phải lớn hơn công suất làm việc (ứng với hiệu suất của động cơ), do đó ta phải chọn động cơ có công suất lớn hơn công suất làm việc

Tra bảng P1.2 trang 235, ta chọn động cơ DK 62-6 Các thông số kỹ thuật:

+ Công suất P = 7 kW

+ Vận tốc quay nđc 960vòng/phút

+

k

dn

T

1,4

max dn

T

2,2

T  ; cos 

+ Mômen vô lăng = 0,6; khối lượng m = 170 kg

II- Phân phối tỉ số truyền.

Tốc độ quay của trục công tác:

Dn

v

60.1000







60.1000.v 60.1000.1,25

Tỉ số truyền chung:

n

n

ñc 960 14 55 66

Mà u u u br ñ, chọnuđ 3

br

đ

u 14,55

Với: un uđ tỉ số truyền ngoài hộp

uh = ubr tỉ số truyền hộp giảm tốc

Ta có: uh u un c

2

u 1,2u   ,2u

h

c

n

u 2, 41

 

Kiểm tra: ukt u u uđ n c 3.2,41.2,01 14,53

kt

4%

→ Hợp lý với yêu cầu sai số tỉ số truyền

III- Xác định thông số trên các trục.

1 Số vòng quay

đc

n 960vòng/phút

đc

đ

1

vòng/phút

2

n

u 2, 41

vòng/phút

2 Công suất trên các trục

đ

P P   6,47.0,96.0,995 6,18 (kW)

2 1 b r ô

P    P 6,18.0,98.0,995 6,03 (kW)

3 Mômen xoắn trên các trục

đc

đ

c c t

(N.mm)

1

1

(N.mm)

2

2

(N.mm)

Bảng hệ thống số liệu:

Trục

Tỉ số truyền (u) uđ 3 ubr 4,85 uc = 2,41

Số vòng quay n

PHẦN B: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐỘNG

I- THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG ĐAI

1 Chọn loại đai và tiết diện đai

Với vận tốc băng tải v 1, 2 525m/s nên dùng đai thang thường

Dựa vào hình 4.1 và bảng 4.13 trang 59 với Pct 6,47kW và n 960 vòng/phút ta chọn loại đai thang ký hiệu Б với các thông số sau:

l(800-6300)mm

2 Xác định các thông số của bộ truyền

a) Đường kính bánh đai nhỏ d1

Chọn d1 = 224mm

Vận tốc đai:

đc 1

(m/s) < vmax = 25 m/s (thoả điều kiện)

Đường kính bánh đai lớn:

1 2

Theo bảng 4.21 trang 63 chọn đường kính theo tiêu chuẩn d2 = 710mm

Như vậy tỉ số truyền thực tế:

2 tt

1

d (1 710.(1 0,02)

Kiểm tra tỉ số truyền:

tt

(thoả điều kiện)

Vậy d1 = 224mm và d2 = 710mm

b) Khoảng cách trục a

Dựa vào tỉ số truyền u = 3 và d2 = 710mm, ta có: 2

2 a

a

Kiểm tra điều kiện 0,55(d1d ) h a 2(d2    1d )2 ta thấy thoả

Vậy a = 710mm

c) Chiều dài đai l

Ta có:

2

(d d ) (d d )

l 2a

2 (224 710) (710 224)

(mm) Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn l = 3150mm

v 11, 26

l 3,15

Tính khoảng cách trục a theo chiều dài đai tiêu chuẩn:

Theo công thức (4.6) trang 54, ta có:

4



Với

λ

mm

2 1

243

mm

1683 1683 8.243

4

mm d) Góc ôm α1

Theo công thức (4.7) trang 54, ta có:

1



α

Ta thấy α1 > 120o thoả điều kiện

3 Xác định số đai

Số đai z được tính theo công thức (4.16) trang 60:

đ 1

P K z

[P C C C C]



α

Trong đó: P1 = Pct = 6,47 kW – công suất trên trục bánh đai chủ động

[P0] = 4,0 kW, l0 = 2240mm tra bảng 4.19 trang 62

đ

K 1,1 0,1 1,2 

tra bảng 4.7 trang 55 (vì chế độ làm việc ngày 2 ca nên trị số tăng thêm 0,1)

Cα = 0,92 - hệ số kể đến ảnh hưởng góc ôm α1 (tra bảng 4.15 trang 61)

l/l 0 1,4 Cl = 1,07 - hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai

Cu = 1,14 - hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền

1 0

P 1,6 P

[ ] do đó Cz = 0,95 - hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai

6,47.1,2

4.0,92.1,07.1,14.0,95

Chọn z = 2 Chiều rộng bánh đai: B (z 1)t 2e (2 1).19 2.12,5 44       mm

Đường kính ngoài của bánh đai: da1d12h0 224 2.4,2 232,4  mm

d d 2h 710 2.4,2 718,4  mm

4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng đai F0 được xác định theo công thức (4.19) trang 63:

1 đ

780P K

vC z

α

Với lực căng do lực li tâm sinh ra Fv = qmv2 = 0,178.11,262 = 22,57 (N)

Trong đó: qm = 0,178 kg/m (tra bảng 4.22 trang 64)

0

780.6, 47.1, 2

11,26.0,92.2

(N) Lực tác dụng lên trục: Fr = 2F0zsin(α1/2) = 2.314,87.2.sin(146/2) = 1204,45 (N)

II- THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

1 Chọn vật liệu.

Dựa vào điều kiện làm việc không đòi hỏi đặc biệt và bộ truyền bánh răng trụ nghiêng, theo bảng 6.1 trang 92 ta chọn:

- Bánh dẫn thép (bánh nhỏ) C45 tôi cải thiện:

+ HB = 241 ÷ 285

+ σb = 850 MPa, σch = 580 MPa.

- Bánh bị dẫn (bánh lớn) thép C45 tôi cải thiện:

+ HB = 192 ÷ 240

+ σb = 750 MPa, σch = 450 MPa.

2 Ứng suất cho phép.

Theo bảng 6.2 trang 94 đối với thép C45 tôi cải thiện đạt HB ≤ 350 (180÷350) Có: oH lim = 2HB + 70 SH = 1,1

o

Flim

 = 1,8HB SF = 1,75

Chọn độ rắn:

- Bánh nhỏ: HB1 = 250

- Bánh lớn: HB2 = 220

Nên: H lim1o = 2.250 + 70 = 570 (MPa)

Flim1o = 1,8.250 = 450 (MPa)

H lim 2o = 2.220+70 = 510 (MPa)

Flim 2o = 1,8.220 = 496 (MPa)

Theo công thức (6.5) trang 93:NHO 30H2,4HB

 NHO1 30.2502,4 17,08.106

HO2

N 30.220 12,56.10

Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh nên NHE NFE N 60cnt 

Trong đó: c = 1 là số lần ăn khớp trong một vòng quay

n là số vòng quay trong một phút

Σ

t 24000là tổng số giờ làm việc của bánh răng

 NHE1NFE160.1.320.24000 460800000

HE1 FE1

N N 60.1.132,78.24000 191203200

Vì

HE1 HO1

HE2 HO2









HL1

HL2











Theo công thức (6.1a) trang 93:   o HL

H H lim

H

K

S Trong đó: SH = 1,1 tra bảng 6.2 trang 94

KHL1 = KHL2 = 1

Do đó:  H1

1

1,1

σ

(MPa)

 H2

1

1,1

σ

(MPa)

Vì là bộ truyền bánh răng nghiêng nên:

   1  2 518,18 463,64

490,91

H

 



(MPa) Thoả điều kiện H 1, 25.Hmin 1, 25.H2 1, 25.463,64 579,55 (MPa)

3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

Xác định khoảng cách trục aw:

Theo công thức (6.15a) trang 96, ta có:  

1 H 3

T K

u

Trong đó:

Ka = 43 - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng - bảng 6.5 trang 96

u = ubr = 4,85 tỉ số truyền

T = T1 = 184434,4 (N.mm) momen xoắn trên trục bánh chủ động.

H 490,91(MPa) ứng suất tiếp xúc cho phép

ψba = 0,3 - bảng 6.6 trang 97

bd 0,53 ba(u 1) 0,53.0,3.(4,85 1) 0,93

KHβ = 1,05 - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vàng răng khi tính về tiếp xúc - bảng 6.7 trang 98

3

2

184434,4.1,05

490,91 4,85.0,3 w

(mm)

Lưu ý: chọn dấu cộng vì 2 bánh răng ăn khớp ngoài.

4 Xác định các thông số ăn khớp.

a) Xác định môđun

Theo công thức (6.17) trang 97, ta có: m (0,01 0,02)a  w (2,06 4,13)

Chọn m = 3 – tra bảng 6.8 trang 99

b) Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x

 Xác định số răng, góc nghiêng β

Đối với bánh răng trụ răng nghiêng β = 8 ÷ 20o

Chọn β = 10o

Theo công thức (6.13) trang 103, ta có: 1

2a cos 2.206,39.cos10

Chọn z1 = 23 (răng) z2 uz1 4,85.23 111,55

Chọn z2 = 112 (răng)

Kiểm tra lại góc β theo công thức (6.32) trang 103:

t

0,98 2aw 2.206,39

o '

11 8

   (thoả điều kiện β = 8 ÷ 20o)

 Hệ số dịch chỉnh x

Vì z1 > zmin + 2 nhưng không nhỏ hơn 10 và u ≥ 3,5 nên dùng dịch chỉnh đều với

x 0,3, x 0,3

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Ứng suất tiếp xúc hiện trên mặt răng cuẩ bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau:

 

1 H

1

2T K (u 1)

Z Z Z

b udw w



Trong đó:

ZM = 274 (MPa)1/3 - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp - tra bảng 6.5 trang 96

Z  2cos / sin 2w 1,74- hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc – tra bảng 6.12 trang 106

Zε - hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng

Vì theo công thức (6.37) trang 105:

o

b sin 61,92.sin10

1

w





thức (6.36c) để tính Zε

Mặt khác:

o











1,69







KH = KHβKHαKHv – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

Với KHβ = 1,05 tra bảng 6.7 trang 98

Mặt khác:

w w1

w1 1

d n 70,56.320

(m/s) (công thức 6.40 trang 106)

Vì v 15 nên chọn cấp chính xác 6  KH 1,04(tra bảng 6.14 trang 107)

KHv = 1,07 là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp (tra bảng P2.3 trang 250)

H

K 1,05.1,04.1,07 1,168

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt qua một giá trị cho phép: (công thức 6.43 và 6.44 trang 108)

1

2T K Y Y Y

b d mw w  [ ]

F1 F2

F1

Y



Trong đó:

T1 = 184434,4 Nmm – momen xoắn trên bánh chủ động

m = 3 mm – môđun pháp

w ba w

b  a 61,92mm – chiều rộng vành răng

dw1 = 70,56 mm - đường kính vòng lăn bánh chủ động.

1,69





 - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

o

Y   1 /140 1 10 / 140 0,93   - hệ số kể đến độ nghiêng của răng YF1 = 3,57 – tra bảng 6.18 trang 109 với zv1 = z1/cos3β ≈ 25

YF2 = 3,65 – tra bảng 6.18 trang 109 với zv2 = z2/cos3β ≈ 100

KF = KFβKFαKFv - hệ số tải trọng khi tính về uốn

Với KFβ = 1,1 (tra bảng 6.7 trang 98), KFα = 1,13 (tra bảng 6.14)

Ta có:

Fv

1 F F

v b d

2T K K

w w

 

Với F F o

w

(m/s) Hệ số δF và go tra bảng 6.15 và 6.16 trang 107

F

K 1,1.1,13.1,16 1, 44

Ta có công thức: [ ]F oF limK K / SFC FL F

Với oF lim1450, oF lim 2 496, KFC 1, KFL 1, SF 1,75

Vậy

F1

F

F1

F2 2

79,38

81,16

[ ]







DANH MỤC TÀI LIỆU THAM KHẢO

1 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (tập 1) – PGS TS Trịnh Chất và TS Lê Văn Uyển

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 1

PHẦN A: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC 2

I- Chọn động cơ điện 2

II- Phân phối tỉ số truyền 2

III- Xác định thông số trên các trục 3

1 Số vòng quay 3

2 Công suất trên các trục 3

3 Mômen xoắn trên các trục 4

PHẦN B: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐỘNG 5

I- THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 5

1 Chọn loại đai và tiết diện đai 5

2 Xác định các thông số của bộ truyền 5

3 Xác định số đai 6

4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 7

II- THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 8

1 Chọn vật liệu 8

2 Ứng suất cho phép 8

3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền 9

4 Xác định các thông số ăn khớp 9

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 10

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 11

DANH MỤC TÀI LIỆU THAM KHẢO 13