1 nguyễn quốc hưng

Lời nói đầu Đồ án mơn học chi tiết máy mơn học giúp cho sinh viên hệ thống hoá lại kiến thức vững thêm môn học chi tiết máy môn học khác sức bền vật liệu, dung sai, vẽ kỹ thuật, đồng thời làm quen dần vớ công việc thiết kế làm đồ án chuản bị cho việc thiết kế làm đồ án tố nghiệp sau Xuất phát từ tầm quan trọng , em nhận đồ án môn học chi tiết máy với việc lập quy trình : thiết kế hệ dẫn động băng tải Do lần làm quen thiết kế với khối lượng kiến thưc tổng hợp , cịn có mảng chưa vững dù cố gắng tham khảo tài liệu tránh khỏi nhứng thiếu sót Em mong nhận hướng dẫn tận tình bảo thầy cô môn để em củng cố hiểu sâu , nắm vững kiến thức học Cuối em xin chân thành cảm ơn thầy môn , đặc biệt giúp đỡ tận tình thầy giáo Vũ Thế Truyền Đến em hoàn thành nhiệm vụ , cịn nhiều thiếu sót q trình làm đồ án , em kính mong bảo thầy để em củng cố thêm kiến thức hoàn thành tốt nhiệm vụ Em xin chân thành cảm ơn ! Thái Nguyên, ngày 22/11/2016 Sinh viên Nguyễn Quốc Hưng Mục Lục Chương 1: TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN CHIA TỶ SỐ TRUYỀN Tính chọn động 1.1 1.1.1 Xác định công suất cần thiết động cơ: Công suất yêu cầu đặt lên trục động xác định theo cơng thức: Pct= Trong đó: + Cơng suất cơng tác Pt: Pt = Ptd = Plv = = 2 = 7,96 (kw) + Hiệu suất hệ dẫn động ղ: Theo sơ đồ đề thì: ղ = ղđai bánhrăng trụ ổ lăn.ղkhớp nối m : Số cặp ổ lăn ( m = 4) n : số cặp bánh ( n = 2) Tra bảng 2.3 (Tr 19) ta hiệu suất • • • • Hiệu suất làm việc truyền đai: ղđ = 0,95 Hiệu suất làm việc cặp bánh trụ: ղbr = 0,96 (được che kín) Hiệu suất làm việc khớp nối: ղk = 0,99 Hiệu suất làm việc cặp ổ lăn: ղol = 0,99 => Hiệu suất làm việc chung truyền: η = 0,95 (0,96)2 (0,99)4 0,99 = 0,833 => Công suất cần thiết trục động cơ: Pct= 1.1.2 = = 9,56 (KW) Xác định sơ số vòng quay đồng động cơ: Số vòng quay sơ động tính theo cơng thức 2.18: nsb = nlv ut Trong đó: nlv: Sốvịng quay trục công tác ut : Tỉ số truyền hệ thống dẫn động + nlv= = = 50,955 Với : v – vận tốc băng tải xích tải, m/s D – đường kính tang quay, mm + ut = uh uđ = = 16 Với: uh – Truyền động bánh trụ (hộp giảm tốc cấp 2), chọn ut– Truyền động đai dẹt ( thường), chọn => Số vòng quay sơ động cơ: nsb = nlv ut= 50,995 16 = 815 (v/ph) Chọn số vòng quay đồng động nđb= 1000 (v/ph) Quy cách chọn động phải thỏa mãn đồng thời điều kiện : Pđc ≥ Pct nđc ≈ nsb Tqt ≤ Tmax Ta có : Pct = 9,56 (kw), nsb= 815 (v/ph), = = 1,5 Theo bảng phụ lục P1.3 (trang 237) Các thông số kĩ thuật động sau: Pđc = 11 (kw) ; nđc = 970 (v/ph) ; = 1,2 Kết luận: Động 4A160S6Y3 có kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế Phân phối tỉ số truyền 1.2 1.2.1 Tỷ số truyền chung: Ut = = = 19 - Theo cơng thức (3.24) ta có : ut = uh.un Chọn un = => uh = = = 9,5 Uh = u1.u2 Với u1 : tỷ số truyền cấp nhanh u2 : tỷ số truyền cấp chậm Ta có u1 = 0,7332.uh0,6438 = 3,124 => u2 = 3,04 Tính lại giá trị un theo uh hộp giảm tốc Un = = Vậy uh = 9,5 ; uđ= ; u1 = 3,124 1.2.2 ; u2 = 3,04 Tính tốn thơng số *) Tính cơng suất, momen số vịng quay trục Tính cơng suất, momen số vịng quay trục ( I, II, III ) hệ dẫn động - Công suất: Plv = = = 10,5(kw) + Trục III: P3 = = 10,7 (kw) + Trục II: P2 = = 11,26 (kw) + Trục I: P1 = = 11,85 (kw) - Số vòng quay: nI = = = 485 (v/ph) nII = = = 155,25 (v/ph) nIII = = = 51 (v/ph) - Momen: Ttđc = 9,55 106 = 9,55 106 = 108298,97 (N.mm) T1 = 9,55 106 = 9,55 106 = 233335 (N.mm) T2 = 9,55 106 = 9,55 106 = 692644,1 (N.mm) T3 = 9,55 106 = 9,55 106 = 2003627,45 (N.mm) Ta lập bảng kết tính sau: Động Trục thông số Công suất P (kw) Tỷ số truyền u Số vòng quay n (v/ph) Momen xoắn T (N.mm) I 11 970 II 11,85 11,26 3,124 485 155,25 108298,97 233335 692644,1 III 10,7 3,04 51 2003627,4 Chương 2: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 2.1 Tính chọn đai 2.1.1 Chọn đai - Chọn loại đai phù hợp với khả làm việc: Do chế độ làm việc truyền va đập nhẹ ca tương đương với 16h Cho nên đai phải có độ bền cao, thêm vào phải đảm bảo yêu cầu kinh tế giá thành phải tối thiểu Cho nên ta lựa chọn loại đai dẹt vải cao su 2.1.2 Xác định thông số truyền - Chọn đường kính bánh đai nhỏ: d1 = (5,2…6,4) = 320…394 Chọn d1 = 345 (mm) theo bảng 4.6 - Chọn đường kính bánh đai lớn Theo cơng thức (4.2) ta có: d2 = Trong u = uđ = ;ε = 0,01 d2 = = 696,96 (mm) Theo bảng 4.21 chọn đường kính tiêu chuẩn: d2 = 710 mm Vậy tỷ số truyền thực tế: u1 = = = 2,037 Sai lệch tỷ số truyền: u = 100 = = 3,7< 4% thỏa mãn điều kiện - Chọn khoảng cách trục chiều dài đai Theo 4.3: a ≥ (1,5…2)( d1 + d2) = (1,5…2)(345 + 710) = 1582,5 – 2110 mm Chọn a = 2000 mm - Chiều dài đai l = 2a + π(d1 + d2)/2 + (d2 - d1)2/4a = 2.2000 +π(345 + 710)/2 + (710 - 345)2/4.2000 = 5673 mm - Vận tốc đai v = π.d1.nđc/60000 = π.345.970/60000 = 17,51 (m/s) Số vòng chạy đai: i = v/l = 17,51/5,673 = 3,86 < imax= – thỏa mãn điều kiện Xác định lại khoảng cách trục a theo công thức 4.6: a = (λ+ )/4 λ= l - π(d1 + d2)/2 = 5673 – π(345 + 710)/2 = 4016,65 ∆ = (d2 – d1)/2 = (710 – 345)/2 = 182,5 =>a = (4016,65+ )/4 = 2016,5 (mm) Theo 4.7 góc ơm α1 = 180 – 57(d2 – d1)/a = 180 – 57(710 – 345)/ 2016,5 = 170 > 150o αmin = 150o đai vải cao su 2.1.3 Xác định tiết diện đai chiều rộng bánh đai Theo (4.9), Ft = 1000.Pđc/v = 1000 11/17,51 = 628 N Theo bảng 4.8 tỉ số (δ/d1)max nên dùng 1/40 ( đai vải cao su), δ = d1/40 = 345/40 = 8,6 mm , theo bảng 4.1 dùng loại đai E-800 có lớp lót, trị số chuẩn δ = mm ( với số lớp 3) - Ứng suất có ích cho phép, theo 4.10 : [σF] = [δF]0.Cα.Cv.C0 Trong đó: Chọn σ0 = 1,6 Mpa => k1 = 2,3 ; k2 = Do đó: [σF]0= k1 – k2δ/d1 = 2,3 – 9.9/345 = 2,065 MPa Cα = 0,97 ( bảng 4.10) ; Cv = 0,95 (bảng 4.11) ; C0 = => [σF] = 2,065.0,97.0,95.1 = 1,9 (MPa) - Theo công thức 4.8 : b = Ft.Kđ / ([σF].δ) = 628 1,25/(1,9.9) = 45,9 mm Trong đó: Kđ =1,25 (bảng 4.7) ; Theo bảng 4.1 ta lấy trị số tiêu chuẩn b = 40 mm ; Chiều rộng bánh đai B tra bảng 2.1.4 Xác định lực căng ban đầu lực tác dụng lên trục: Theo 4.12 lực căng ban đầu F0 = σ0.b.δ = 1,6.40.9 = 576 N Lực tác dụng lên bánh đai: Fr = 2.F0.sin(α1/2) = 2.576.sin(170/2) = 1147,6 N 2.1.5 Bảng kết tính tốn Thơng số Giá trị Đường kính bánh đai nhỏ Đường kính bánh đai lớn Chiều rộng bánh đai Chiều dài đai Tiết diện đai Khoảng cách trục Góc ơm bánh đai nhỏ Lực tác dụng lên trục d1( mm) d2 (mm) B (mm) l (mm) b x δ (mm2) a (mm) α1(o) Fr (N) 345 710 5673 40 x 2000 170 1147,6 Tính tốn truyền bánh trụ thẳng 2.2 2.2.1 Chọn vật liệu - Theo yêu cầu đề truyền bánh thẳng phải truyền - 2.2.2 cơng suất tối đa công suất truyền trục I 10,7 (kw) vật liệu làm bánh thuộc nhóm I có độ cứng đạt HB ≤ 350 Chọn vật liệu Bánh nhỏ : Thép 45, cải thiện đạt độ rắn HB241 …285 , có: σb1 = 850 MPa ; σch1 = 580 MPa ; Chọn HB1 = 270 (HB) s ≤ 60 mm Bánh lớn: Thép 45, cải thiện đạt độ rắn HB192…240 σb2 = 750 MPa ; σch2 = 450 MPa ; Chọn HB2 = 230 (HB) s ≤ 100 mm Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép = ZRZVKxH.KHL ; Chọn sơ : ZRZVKxH = Với SH hệ số an toàn, theo bảng (6.2) vật liệu chọn SH = 1,1 ZR - Hệ số kể đến độ nhám mặt làm việc ZV – Hệ số kể đến ảnh hưởng vận tốc vòng KxH – Hệ số kể đến kích thước bánh => = KHL / Theo bảng 6.2 ta có: = 2.HB + 70 => = 610 MPa = 530 MPa Hệ số tuổi thọ KHL : KHL = với mH = ( bậc đường cong mỏi) Số chu kỳ thay đổi ứng suất sở: NOH = 30; => NHO1 = 30.2702,4 = 2,05.107 NHO2 = 30.2302,4 = 1,4 107 NHE : Số chu kì thay đổi ứng suất sở NHE = 60c.(Ti/Tmax)3niti C: số lần ăn khớp vòng quay Ti, ni, ti – Lần lượt momen xoắn, số vòng quay tổng số làm việc chế độ i bánh xem xét NHE2 = 60.n1/u1 .(Ti/Tmax)3niti = 60.485/3,124.20000.((1/1,5)3.4+(0,55/1,5)3/2) = 2,25.108 > NHo2 KHL2 = 1, suy NHL1 > NHO1, KHL1 = => [σH]1 = = 554,5 MPa [σH]2 = = 481,8 MPa Do cặp bánh trụ thẳng ăn khớp ứng suất tiếp xúc cho phép xác định sau: [σH] = min( [σH]1 , [σH]2 ) = 481,8 MPa 2.2.3 Xác định ứng suất uốn cho phép [σF] = ().YR.YS.KxF.KFC.KFL Trong đó: - [σFlim] ứng suất uốn với chu kỳ sở - SF = 1,75 tra bảng 6.2 Chọn sơ YR.YS.KxF = => [σF] = σoFlim KFC.KFL / SF Theo bảng 6.2 có σoFlim1 = 1,8.HB1 = 1,8.270 = 486 (MPa) σoFlim2 = 1,8.HB2 = 1,8.230 = 414 (MPa) 10  Kiểm nghiệm • Kiểm nghiệm độ bền mỏi trục : Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo bền mỏi hệ số an toàn tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện Theo công thức (10.19) s= [s] Trong : [ s ] – hệ số an tồn cho phép , thông thường [ s ] = 1,5 … 2,5 – hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp – hệ số an toàn xét riêng ứng suất tiếp Theo công thức ( 10.20 ) , (10.21 ) ta có : = = Trong : + – giới hạn mỏi uốn xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Trục làm thép 45 có : = 600 MPa Do : = 0,436 = 0,436 600 = 261,6 MPa = 0,58 = 0,58 261,6 = 151,73 MPa + , – biên độ ứng suất pháp ứng suất tiếp + , – trị số trung bình ứng suất pháp ứng suất tiếp Do trục quay , theo công thức ( 10 22 ) ta có : =0 ; = = Theo bảng 10.6 ta có : = ; = Theo bảng 9.1 với = 70 mm ; tra then có : Kích thước tiết diện then : b = 20 ; h = 12 Chiều sâu trục : = 7,5 33 Chiều sâu rảnh then lỗ : = 4,9 Tiết diện lắp có rãnh then lên theo bảng 10.6 ta có : Momen cản uốn : = = = 33673,94 Momen cản xoắn : = = = 67347,89  = = = 7,6 Trục quay chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động đó:  = = = = 14,9 + – hệ số kể đến ảnh hưởng trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi Theo bảng 10.7 tra : = 0,05 ; = + – hệ số xác định theo công thức (10.25) ( 10.26 ) = = Theo bảng (10.8) ; (10.9) chọn : = 1,06 ( trục gia công máy tiện với = (2,5 … 0,63 ) = 1,2 – hệ số tăng bền bề mặt trục , bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt ,cơ tính vật liệu : = 1,1 … 1,25 – hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi Theo bảng (10.10) ta có : =0,76 ; = 0,73 – hệ số tập trung ứng suất uốn, xoắn Theo bảng ( 10.12 ), trục có rãnh then, dùng dao phay ngón ta tra : = 1,76 ; = 1,54  = = 2,31 ; = = 2,1 34 Tra bảng (10.11) : = 2,52 ; = 2,03 Chọn : = 2,52 ; = 2,03 để tính : = = = 2,15 = = = 1,74 Vậy ta có : = = = 16 = = = 5,85 = = = 5,5 = 5,5 [ s ] = 1,5 … 2,5 Vậy trục III thỏa mãn điều kiện mỏi Chọn tính tốn ổ lăn 2.4 Dựa vào u cầu thiết kế đặc tính loại ổ ( khả tiếp nhận tải trọng hướng tâm , tải trọng dọc trục, khả tải , khả quay nhanh giá thành tương đối ) chọn loại ổ bi đỡ - chặn dãy 2.4.1 Chọn ổ lăn cho trục I Dựa vào đường kính ngõng trục d = 30mm Tra bảng P2.7 có kí hiệu ổ 306, đường kính ngồi D = 72 Khả tải động C =22 Khả tải tĩnh = 15,1 B =19, r = 2, đường kính bi = 12,3 a Kiểm nghiệm khả tải động Với = , tải trọng quy ước Q = X.V Ta kiểm nghiệm trục chịu tải lớn 35 = = = 3108,79 ( N ) = = = 1681,4 ( N ) Đối với trục ổ đỡ chịu lực hướng tâm X = V = vòng quay = t ≤ 100 độ Với làm việc êm =1 Q = 1 3108,79 1 = 3,10879 KN Có khả tải động = Q Trong tuổi thọ ổ bi m = Tuổi thọ ổ lăn L = 60 = 20000 970 60 = 1164 = 21,8 ≤ C tmđk b Khả tải tĩnh Với = , = 0,6  2.4.2 = = 0,6 3,1 = 1,8684 ( N ) ≤ tmđk Chọn ổ lăn cho trục II Dựa vào đường kính ngõng trục d = 40mm Tra bảng P2.7 có kí hiệu ổ 308, đường kính ngồi D = 90 Khả tải động C = 31,9 Khả tải tĩnh = 21,7 B =23, r = 2,5 ; đường kính bi = 15,08 a Kiểm nghiệm khả tải động Với = , tải trọng quy ước Q = X.V Ta kiểm nghiệm trục chịu tải lớn = = = 4475,81 ( N ) 36 = = = 4567,6 ( N ) Đối với trục ổ đỡ chịu lực hướng tâm X = V = vòng quay = t ≤ 100 độ Với làm việc êm =1 Q = 1 4567,6 1 = 4,5676 KN Có khả tải động = Q Trong tuổi thọ ổ bi m = Tuổi thọ ổ lăn L = 60 = 20000 970 60 = 1164 = 31,58≤ C tmđk b Khả tải tĩnh Với = , = 0,6 = = 0,6 4567,6 = 2740,56( N ) ≤ tmđk 2.4.3 Chọn ổ lăn cho trục III Dựa vào đường kính ngõng trục d = 60 mm Tra bảng P2.7 có kí hiệu ổ 312, đường kính ngồi D = 130 Khả tải động C = 64,1 Khả tải tĩnh = 49,4 B = 31, r = 3,5 ; đường kính bi = 22,23 a Kiểm nghiệm khả tải động Với = , tải trọng quy ước Q = X.V Ta kiểm nghiệm trục chịu tải lớn = = = 1422,46( N ) = = = 5152,75 ( N ) 37 Đối với trục ổ đỡ chịu lực hướng tâm X = V = vòng quay = t ≤ 100 độ Với làm việc êm =1 Q = 1 1512,41 1 = 5,15275 KN Có khả tải động = Q Trong tuổi thọ ổ bi m = Tuổi thọ ổ lăn L = 60 = 20000 970 60 = 1164 = 53,64 ≤ C tmđk b Khả tải tĩnh Với = , = 0,6 = = 0,6 5152,75 = 3091,65 ( N ) ≤ tmđk 38 KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ Kết luận Sau thời gian nghiên cứu, đồ án hoàn thiện Đồ án hoàn thành phần đề ra: tính động học phần tĩnh học, tính tốn thiết kế chi tiết máy, truyền động bánh rang, thiết kế tính tốn trục, chọn tính tốn ổ lăn Các phần đáp ứng yêu cầu, mục đích ban đầu đề ra: tiết kiệm nguyên liệu, thỏa mãn điều kiện an toàn Kiến nghị Do hạn chế kiến thức, nên q trình tính tốn cịn nhiều sai sót Để hồn thành tốt đồ án mong hướng dẫn nhiệt tình thầy giáo môn 39 TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Trịnh Chất , Lê Văn Uyển – tính tốn 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 40 ... [σF1] = σF1.YS.YX.YR [σF2] = σF2.YS.YX.YR 13 Với m = 2,5 => YS = 1, 08 – 0,0695.ln(2,5) = 1, 01 Còn YR = KxF = => [σF1] = σF1 .1, 01. 1 .1 = 280,477 MPa [σF2] = σF2 .1, 01. 1 .1 = 238,966 MPa Như σF1 a = (4 016 ,65+ )/4 = 2 016 ,5 (mm) Theo 4.7 góc ơm ? ?1 = 18 0 – 57(d2 – d1)/a = 18 0 – 57( 710 – 345)/ 2 016 ,5 = 17 0 > 15 0o αmin = 15 0o đai vải... KFβ = 1, 24 ; với v < m/s tra bảng 6 .14 cấp xác KFα = 1, 37 ; KFV = 1, 13 bảng phụ lục P2.3 KF = 1, 24 .1, 37 .1, 13 = 1, 92 + Với Ԑα = 1, 778 => Yε = 1/ Ԑα = 1/ 1,778 = 0,562 + Yβ = Số tương đương: ZV1 =