1 lê đình thành

Lời nói đầu Hiện giới ngành chế tạo máy phát triển chiếm vai tròn quan trọng Thiết kế ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY môn học sơ ngành khí môn học giúp cho sinh viên có nhìn cụ thể , thực tế với kiến thức học , mà sở quan trọng môn chuyên ngành học sau Đề tài giao thiết kế hệ dẫn đông băng tải gồm có hộp giảm tốc hai cấp bánh côn trụ thẳng truyền đai Do lần đầu làm quen với công việc thiết kế chi tiết máy với hiểu biết hạn chế, nên tránh khỏi sai sót kính mong hướng hẫn bảo tận tình thầy VŨ THẾ TRUYỀN thầy môn Cuối em xin chân thành cảm ơn thầy môn , đặc biệt thầy VŨ THẾ TRUYỀN trực tiếp hướng dẫn bảo tận tình để em hoàn thành tốt nhiệm vụ giao Thái nguyên ,ngày 21 tháng 11 năm 2016 Sinh viên Lê Đình Thành Mục Lục : Chương : Tính chọn động phân chia tỷ số truyền : 1.1, Tính chọn động : 1.1.1 Công suất yêu cầu động : Công suất trục động điện xác định theo công thức: = (1) Trong : – công suất cần thiết trục động , kW – công suất tính toán trục công tác , kW – hiệu suất truyền động Do tải trọng thay đổi: == (2) Trong : = = = 4,4 Thay số liệu vào (2 ) ta tính : = = 3,95 ( KW ) Theo công thức (1 ) ta có : = = Thay số liệu tra bảng 2.3 trị số hiệu suất truyền ổ : + Bộ truyền bánh trụ : = 0,96 + Bộ truyền xích : : = 0,95 + Một cặp ổ lăn : = 0,99 + Khớp nối : = 0,99 Hay : = = 5,0 ( KW ) 1.1.2 Số vòng quay đồng động : Số vòng quay trục máy công tác đĩa xích tải : = = = 30 ( vòng / phút ) Số vòng quay sơ động : = = Tra bảng 2.4 tỷ số truyền dung cho truyền hệ ta : = = 30 10 = 1500 (vòng / phút ) Chọn số vòng quay đồng động : = 1500 ( vòng / phút ) Theo bảng P1.3 Phụ lục với: = 0,5 kW = 1500 ( vòng / phút ) dùng kiểu động : Kiểu động Công suất KW Vận tốc quay vòng/ phút Cos 4A71A4Y3 5,5 1425 0,85 2,2 1.2 Phân chia tỷ số truyền : 1.2.1 , Tỷ số truyền hệ dẫn động tính theo công thức : = Trong : (3) - số vòng quay động chọn , vòng/ phút - số vòng quay trục máy công tác ,vòng /phút Thay số liệu vào (3) ta : 2,0 = = = 47,5 1.2.2 , Phân phối tỷ số truyền hệ cho truyền : = Trong đó: – tỉ số truyền truyền hộp giảm tốc tỷ số truyền xích ( ) - tỉ số truyền hộp giảm tốc Tra bảng 2.4 tỉ số truyền truyền : = = Do ta tính : = = = = 9,5 Mà ta có : = Trụ cấp nên : = 0,7332 = 3,12 Vậy : = => = = = ,044 Tính lại giá trị theo hộp giảm tốc : = = =5 Công suất làm việc trục : = = = = 4,4 1.2.3 Công suất trục : = = = 4,67 ( kw ) = = = 4,91 ( kw ) = = = 5,16 ( kw ) 1.2.4 Số vòng quay trục : = = 1425 ( vòng / phút ) = = = 456,7 ( vòng / phút ) = = = 150 ( vòng / phút ) = = = 30 ( vòng / phút ) 1.2.5 Momen trục : = = = 34581,05 ( Nmm ) = = = 102672,43 ( Nmm ) = = = 297323,33 ( Nmm ) = = = 1400666,67 ( Nmm ) Vậy ta có bảng kết sau : Trục Động I II III 5,5 5,16 4,91 4,67 Thông số Công suất P,kw Tỉ số truyền u Số vòng quay n, v/p Momen xoắn T, Nmm 3,12 1425 3,044 456,7 34581,05 102672,43 150 30 297323,33 1400666,6 Chương : Tính Toán Thiết Kế truyền 2.1 Tính Toán Thiết kế truyền Xích 2.1.1 Chọn loại xích : Để phù hợp với yêu cầu kĩ thuật truyền tính toán vận tốc không lớn nên ta chọn loại xích lăn 2.1.2 Xác định thông số xích truyền xích : 2.1.2.1 Chọn số đĩa xích : Tính số đĩa nhỏ : = 29 – = 29 – 2.5 = 19 ( ) Vậy số đĩa xích lớn : = = 19 = 95 ( ) < = 120 Tỉ số truyền thực truyền xích : U= = =5 2.1.2.2 : Xác định bước xích p : Bước xích p xác định từ tiêu độ bền mòn lề Muốn áp suất mặt lề thỏa mãn điều kiện : = [] Trong : – lực vòng A – diện tích mặt tựa lề ( diện tích chiếu ) [ ] – áp suất cho phép Điều kiện dảm bảo chi tiêu độ bền mòn truyền xích cho theo công thức : = P k [ P ] Trong : + , [ P ] công suất tính toán ,công suất cho phép , kW + P – công suất cần truyền P = = 4,67 ( kW ) + k – hệ số sử dụng + – hệ số số + – hệ số số vòng quay +) Xác định hệ số theo : = Với : = 25 số đĩa nhỏ ứng với bước xích tiêu chuẩn xác định thực nghiệm = 19 số đĩa nhọn chọn = = = 1,32 +) Xác định hệ số số vòng quay = Với : = 200 ( vòng / phút ) = = 150 ( vòng / phút ) = = = 1,33 +) Xác định hệ số sử dụng k theo công thức : k= Trong hệ số tra bảng 5.6 : = 1,25 – hệ số xét ảnh hưởng vị trí truyền Đường tâm đĩa xích làm với phương nằm ngang góc 60 ; =1– hệ số xét khoảng cách trục chiều dài xích Chọn a = 40p ; = – hệ số xét đến ảnh hưởng việc điều chỉnh lực căng xích ; = 0,8 – hệ số xét đến ảnh hưởng bôi trơn, môi trường làm việc có bụi ,chất lượng bôi trơn bình thường = 1,2 – hệ số tải trọng ,xét đến tính chất tải trọng Tải trọng va đập nhẹ = 1,25 – hệ số xét đến chế độ làm việc truyền Làm việc ca Thay hệ số xét đến tra vào công thức ta có : k = = 1,25 0,8 1,2 1,25 = 1,5 Như : = P k = 4,67 1,5 1,32 1,33 = 12,29 Theo bảng 5.5 với = 200 ( vòng / phút ) ,chọn truyền xích dãy có bước xích p = 31,75 mm thỏa mãn điều kiện bền mòn : = 12,29 ( kW ) [ P ] = 19,3 ( kW ) đồng thời theo bảng 5.8 , p < Vận tốc vòng truyền xích : v = = = 1,508 ( m / s ) 2.1.2.3 Khoảng cách trục số mắt xích : Với tỉ số truyền = chọn sơ khoảng cách trục : a = 40.p = 40 31,75 = 1270 ( mm ) Theo công thức 5.12 ta tính số mắt xích x : x= + + = ++ = 140,65 Lấy số mắt xích chẵn = 142 Tính lại khoảng cách trục a theo mắt xích chẵn : =0,25.p { – 0,5 ( + )+ =0,25 31,75.{142 – 0,5 ( 95 + 19 ) + } 1292 mm Để xích không chịu lực căng lớn , khoảng cách trục a tính cần giảm bớt lượng : = ( 0,002 … 0,004 ) = ( 0,002 … 0,004 ) 1292 = (2,584… 5,168 ) mm Giảm lượng = mm Vậy khoảng cách trục xác : a = 1288 mm Số lần va đập i lề xích 1giây : i = = = 1,33 ( lần / s ) Theo bảng 5.9 số lần va đập cho phép [ i ] = 25 ( lần / s ) => Đảm bảo điều kiện i [i] 2.1.3 Kiểm nghiệm xích độ bền : Bộ bền xích thường xuyên chịu tải trọng va đập trình làm việc bị tải lớn mở máy Do cần kiểm nghiệm tải theo hệ số an toàn : s= [ s ] (1) Trong : [ s ] hệ số an toàn cho phép , tri số tra bảng 5.10 Q – tải trọng phá hỏng , N , Theo bảng 5.2 ứng với xích lăn dãy có bước xích p = 31,75 mm => Q = 88500 ( N ) – hệ số tải trọng động ; = 1,2 ( tải trọng va đập nhẹ ) – lực vòng , N , = = = 3096,8 ( N ) – lực căng trọng lượng nhánh xích bị động sinh , N , tính theo công thức : = 9,81 q a + – hệ số phụ thuộc độ võng f xích vị trí truyền với giá trị thường dùng độ võng f = ( 0,01 … 0,02 ) a = ( 0,01 … 0,02 ) 1158 lấy = + q – khối lượng mắt xích ( theo bảng 5.2 ) ứng với xích lăn dãy có – bước xích : p = 31,75 mm => q = 3,8 kg + a – khoảng cách trục (m ) a = 1288 mm = 1,288 m = 9,81 q a = 9,81 3,8 1,288 = 288,08 ( N ) – lực căng lực li tâm sinh , N , tính theo công thức : = q = 3,8 = 8,64 ( N ) Thay giá trị vào công thức ( 1) ta có : s = = = 22,05 [ s ] = 2.1.4 Đường kính đĩa xích : +) Đường kính vòng chia :: = = = 192,89 mm ; lấy = 193 mm = = = 960,27 mm ; lấy = 960 mm +) Đường kính vòng đỉnh : = p [ 0,5 + cotg ) ] = 31,75 [ 0,5 + cotg ) ] = 313,9 mm Lấy = 314 mm = p [ 0,5 + cotg ) ] = 31,75 [ 0,5 + cotg ) ] = 76,01 mm Lấy = 76 mm +) Đường kính vòng chân : = – 2r với r = 0,5025 + 0,05 theo bảng 5.2 ta : = 19,05 mm r = 0,5025 + 0,05 = 0,5025 19,05 + 0,05 = 9,622 (mm ) Do : = – 2r = 193 – 9,622 = 173,756 ( mm ) Lấy = 174 mm = – 2r = 960 – 2.9,622 = 940,756 ( mm ) Lấy = 940 mm * Kiểm nghiệm độ tiếp xúc đĩa xích : Ứng suất tiếp xúc mặt đĩa xích phải nghiệm điều kiện : = 0,47 [] Trong : [ ] - ứng suất tiếp xúc cho phép , Mpa , bảng 5.11 Trong : , – tải trọng hướng tâm tải trọng dọc trục , kN V – hệ số kể đến vòng quay , vòng quay V = – hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ , = nhiệt độ = 105 C – hệ số kể đến đặc tính tải trọng , tra bảng 11.3 trị số = X – hệ số tải trọng hướng tâm; Y – hệ số tải trọng dọc trục ; Trục I : Từ phần tính trục ta có : =0 = 1339,31 ( N ) = 981,86 ( N ) = 431,14 ( N ) = 1159,7 ( N ) Tổng phần lực tác dụng vào ổ : = = = 1660,66 ( N ) = = = 1237,24 ( N ) So sánh : > suy Căn vào để tính chọn ổ Đối với ổ bi chặn – đỡ : Khi = 90 ; = ; Y = Khi = ; =0;X=1 Dựa vào đường kính ngõng trục d = 30 mm ta chọn sơ ổ lăn theo bảng P2.12 : Kí hiệu ổ d ,mm D, mm b=T,mm r , mm , mm C , kN , kN 36206 30 62 16 1,5 0,5 18,2 13,3 Theo công thức (11.3 ) với = , tải trọng quy ước : Q = X V = 1 1660,66 = 1660,66 ( N ) Theo công thức ( 11.1 ) khả tải động : = Q =1660,66 = 17,4 KN < C = 18,2 KN Vậy ổ chọn thỏa mãn khả tải động Trục II : Từ phần tính trục ta có : =0 = 2447,42( N ) = 1206,31( N ) = 3168,29( N ) = 4961,8( N ) Tổng phần lực tác dụng vào ổ : = = = 2728,56 ( N ) = = = 5887,06 ( N ) So sánh : > suy Căn vào để tính chọn ổ Đối với ổ bi chặn – đỡ : Khi = 90 ; = ; Y = Khi = ; =0;X=1 Dựa vào đường kính ngõng trục d = 36 mm ta chọn sơ ổ lăn theo bảng P2.12 : Kí hiệu ổ 36207 d ,mm D, mm b=T,mm r , mm , mm C , kN , kN 36 72 17 2,0 1,0 24,0 18,1 Theo công thức (11.3 ) với = , tải trọng quy ước : Q = X V = 1 5887,06 = 5887,06 ( N ) Theo công thức ( 11.1 ) khả tải động : = Q =5887,06 = 21,35 KN < C = 24,0 KN Vậy ổ chọn thỏa mãn khả tải động Trục III : Từ phần tính trục ta có : =0 = 3239,97( N ) = 6445,55( N ) = 2242,84 ( N ) = 6051,11 N ) Tổng phần lực tác dụng vào ổ : = = = 7214,05 ( N ) = = = 6453,39 ( N ) So sánh : > suy Căn vào để tính chọn ổ Đối với ổ bi chặn – đỡ : Khi = 90 ; = ; Y = Khi = ; =0;X=1 Dựa vào đường kính ngõng trục d = 70 mm ta chọn sơ ổ lăn theo bảng P2.12 : Kí hiệu ổ 36214 d ,mm D, mm b=T,mm r , mm , mm C , kN , kN 70 125 24 2,5 1,2 63,0 55,9 Theo công thức (11.3 ) với = , tải trọng quy ước : Q = X V = 1 7214,05 = 7214,05 ( N ) Theo công thức ( 11.1 ) khả tải động : = Q =7214,05 = 22,15 KN < C = 24,0 KN Vậy ổ chọn thỏa mãn khả tải động 4.3.2 Chọn ổ theo khả tải tĩnh : Đối với ổ lăn không quay làm việc với số vòng quay n < vg/ph ,tiến hành chọn ổ theo khả tải tĩnh nhầm đề phòng biến dạng hư ,theo điều kiện : Trong : – khả tải tĩnh , cho bảng tiêu chuẩn ổ lăn; – tải trọng tĩnh quy ước , kN xác định Đối với ổ bi chặn – đỡ tính theo ( 11.19 ) : = + Trong : ; - hệ số tải trọng hướng tâm hệ số tải trọng dọc trục tra bảng 11.6 ta = 0,6 Trục I : Theo ( 11.19 ) với = = = 0,6 1237,24 = 742,344 ( N ) Như < = 1660,66 ( N) = 1660,66 N Vậy = 1,66066 KN < = 13,3 KN khả tải tĩnh ổ đảm bảo Trục II : Theo ( 11.19 ) với = = = 0,6 5887,06 = 2534,23 ( N ) Như < = 7214,05 ( N) = 7214,05 N Vậy = 7,21405 KN < = 18,1 KN khả tải tĩnh ổ đảm bảo Trục III : Theo ( 11.19 ) với = = = 0,6 6453,39 = 3532,23 ( N ) Như < = 1660,66 ( N) = 1660,66 N Vậy = 1,66066 KN < = 13,3 KN khả tải tĩnh ổ đảm bảo KIẾN NGHỊ VÀ KẾT LUẬN : KẾT LUẬN • • Sau trình học tập nghiên cứu em biết cách chọn động cơ, tính toán truyền xích, thiết kế truyền gồm thông số bánh thẳng , tính toán thiết kế trục ổ lăn Trong trình tính toán gặp sai sót ,nhiều chỗ chưa họp lý ,mong thầy giúp đở em thêm đểm em hoàn thiện tốt KIẾN NGHỊ • • • Tài liệu hạn chế Thời gian ngắn Với hạn chế kính mong thầy xem xét đóng góp ý kiến để em hoàn thiện đồ án Tài liệu tham khảo: [1] Trịnh Chất , Lê Văn Uyển – tính toán thiết kế hệ dẫn động khí , tập 1,2 Nxb Giáo dục Hà Nội , 2001 [2] Nguyễn Trọng Hiệp – chi tiết máy , tập 1,2 Nxb Giáo dục Hà Nội , 1994 [3] Ninh Đức Tôn – Dung sai lắp ghép Nxb Giáo dục Hà Nội , 2004 [...]... công thức ( 10 10 ) = ( 1, 2 … 1, 5 ) d Với bánh răng 1 và động cơ ta có : = ( 1, 2 … 1, 5 ) = ( 1, 2 … 1, 5 ) 19 = ( 22,8 … 28,5 ) mm Lấy = 25 mm = ( 1, 2 … 1, 5 ) = ( 1, 2 … 1, 5 ) 30 = ( 36 … 45 ) mm Lấy = 45 mm = ( 1, 2 … 1, 5 ) = ( 1, 2 … 1, 5 ) 30 = ( 36 … 45 ) mm Lấy = 45 mm = ( 1, 2 … 1, 5 ) = ( 1, 2 … 1, 5 ) 45 = ( 54 … 67,5 ) mm Lấy = 65 mm Chiều dài may ơ nữa khớp nối trục vòng đàn hồi : = ( 1, 4 … 2,5... + 15 = 12 7 ( mm ) = + + 3 + 2 + = 40 + 65 + 3 15 + 2 15 + 15 = 19 5 (mm) 3.2.4 Thiết kế Trục I : 3.2.4 .1 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục : = 14 13 ( N ) , = 312 3,77 ( N ) ; =0 ; =0 = 0,2 = 0,2 312 3,77 = 624,754 ( N ) Theo phương x : = = = 19 5 – 59,5 = 0 = 4 31, 14 ( N ) Theo phương y : = – 19 5 + 59,5 + 64,5 – = 0 = = = 11 59,7 N = + + – =0 = – – + = 11 59,7 – 624,754 + 312 3,77 = 13 39, 31( ... trục II : = 14 13 ( N ) , = 312 3,77 ( N ) ; == 0 , ==0 = = = 4202, 71 ( N ) = = 4202, 71 = 92 91, 08 ( N ) Xét các phản lực các gối ( Giải thiết như hình vẽ ) : Phản lực theo phương x : = – 19 5 + 12 7 + 59,5 = 0 = = = 316 8,29 ( N ) Theo phương y : = 19 5 + 68 – 12 7 + + = 0 = = =49 61, 8 (N) = + + – =0 =– – + = – 49 61, 8 – 312 3,77 + 92 91, 08 = 12 06, 31( N ) = – – = + + =0 – =14 13 + 4202, 71 – 316 8,29 = 2447,42... (10 .10 ) ta có : =0,88 ; = 0, 81 và – hệ số tập trung ứng suất khi uốn, xoắn Theo bảng ( 10 .12 ), trục có rãnh then, dùng dao phay ngón ta tra được : = 1, 76 ; = 1, 54 = =2 ; = = 1, 9 Tra bảng (10 .11 ) : = 2,06 ; = 1, 64 Chọn : = 2,06 ; = 1, 9 để tính : = = = 1, 716 = = = 1, 633 Vậy ta có : = = = 7,55 = = = 38,23 = = = 7,4 = 7,4 [ s ] = 1, 5 … 2,5 Vậy trục I thỏa mãn điều kiện mỏi 3.2.5 Thiết kế trục II : = 14 13... : = 0, 016 ( tra bảng 6 .15 ) = 56 ( tra bảng 6 .16 ) Suy ra : = 0, 016 56 3,64 = 18 ,92 + – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn = 1 + = 1 + = 1, 33 Do đó : = = 1, 05 1, 22 1, 33 = 1, 70373 Ta có : = 1, 71 => = = = 0,584 = 0 => = 1 = 1 Số răng tương đương : = = = 26 = = = 80 Theo bảng 6 .18 ta được : = 3,90 , = 3,58 Với hệ số dịch chỉnh = = 0 Với m = 3 thì : = 1 độ nhạy... tương đương bên trái điểm C : = = 17 1957 ,16 ( N.mm ) 3.2.4.3 Tính đường kính trục tại các tiết diện: = - ứng suất cho phép của thép chế tạo trục Tra bảng 10 .5 : = 63 MPa Đường kính trục tại tiết diện C : = = 27,92 ( mm ) = = 27,28 ( mm ) RBy RAy B A C Fa1 RAx RBx Fr1 Fk Ft1 64,5 59,5 13 5 RAy T1 Fk A RAx RBy Fa1 B C Ft1 Fr1 RBx 15 715 8,798 40296,633 My Mx 515 47,326 T 345 81, 05 Với vật liệu thép 45 có =... và v 5 m/s suy ra =1, 09 Theo bảng (6 .15 ) : = 0,006 Theo bảng (6 .16 ) : = 56 = v = 0,006 56 3,64 = 7 ,17 + – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp : =1+ Thay số liệu vào ta có : = 1 + = 1, 147 Theo (1 ) ta được : = = 1, 02 1 1, 147 = 1, 1369 Thay các số liệu vào : = = 274 1, 6 31 0,87 = 322,07 MPa Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : Ta có với : v = 3,64 m/s 5 m/s , =... 0,5 m = 0,5 2 = 10 6 mm + Theo TCVN 10 65 – 71 , = 20 suy ra: = arctg = arctg = 20 + = arcos ( ) = arcos ( ) = 1, 146 Thay số liệu vào (*) ta có : = = = 1, 6 31 Ta có : – hệ số trùng khớp dọc ,tính theo công thức : = =0 Với là chiều rộng vành răng : = = 0,3 10 6 = 31, 8 mm – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Do = 0 nên : = = [ 1, 88 – 3,2 ( + ) ] cos = [ 1, 88 – 3,2 ( + ) ] cos = 1, 71 = = 0,87 – hệ số... 460,22 = 682,6 MPa < [ = 12 60 MPa Theo (6.49) : = = 68, 21 2,2 = 15 0,062 MPa < [ = 464 MPa = = 62, 61 2,2 = 13 7,742 MPa < [ = 360 MPa Vậy bánh răng đủ bền khi làm việc quá tải + Đường kính vòng chia : = = 48,86 mm = = u = 48,86 3 ,12 = 15 2,44 mm + Đường kính đỉnh răng : = + 2 ( 1 + - ) m = 48,86 + 2 ( 1 + 0 ) 2 = 52,86 mm = + 2 ( 1 + - ) m = 15 2,44 + 2 ( 1 + 0 ) 3 = 15 8,44 mm + Đường kính đáy... do đó = 1 suy ra do đó = 1 Như vậy theo (1 ) , sơ bộ xác định được : [] = [ ] = = 536,36 [ ] = = 518 ,18 Với bộ truyền bánh răng trụ thằng , ứng suất tiếp xúc cho phép [ ] là giá trị trung bình của [ ] và [ ] nhưng không vượt quá 1, 25 [] [ ] = = = 527,39 1, 25 [] Kiểm tra sơ bộ ứng suất : 1, 25 [] = 1, 25 518 ,18 = 647, 73 MPa 527,39 => Thỏa mãn yêu cầu Theo : = 60c = = = Vì = = 4 do đó: = 1 và = 1 Như ... ( 10 10 ) = ( 1, 2 … 1, 5 ) d Với bánh động ta có : = ( 1, 2 … 1, 5 ) = ( 1, 2 … 1, 5 ) 19 = ( 22,8 … 28,5 ) mm Lấy = 25 mm = ( 1, 2 … 1, 5 ) = ( 1, 2 … 1, 5 ) 30 = ( 36 … 45 ) mm Lấy = 45 mm = ( 1, 2... A C Fa1 RAx RBx Fr1 Fk Ft1 64,5 59,5 13 5 RAy T1 Fk A RAx RBy Fa1 B C Ft1 Fr1 RBx 15 715 8,798 40296,633 My Mx 515 47,326 T 345 81, 05 Với vật liệu thép 45 có = 600 MPa , đường kính sơ trục = 19 mm... trục : = 14 13 ( N ) , = 312 3,77 ( N ) ; =0 ; =0 = 0,2 = 0,2 312 3,77 = 624,754 ( N ) Theo phương x : = = = 19 5 – 59,5 = = 4 31, 14 ( N ) Theo phương y : = – 19 5 + 59,5 + 64,5 – = = = = 11 59,7