ĐỖ TRƯỜNG THỊNH

Lời nói đầu Đồ án chi tiết máy môn học ngành khí, môn học giúp sinh viên có nhìn cụ thể, thực tế kiến thức học, mà sở quan trọng cho môn chuyên ngành Do lần làm quen với công việc tính toán thiết kế chi tiết với hiểu biết hạn chế, dù cố gắng tham khảo tài liệu giảng môn liên quan Song làm cảu sinh viên tránh khỏi sai sót Sinh viên kính mong hướng dẫn bảo tân tình cảu thầy cô môn giúp cho sinh viên ngày tiến Cuối sinh viên xin chân thành cảm ơn thầy cô môn, đặc biệt thầy Vũ Thế Truyền trực tiếp hướng dẫn bảo tận tình giúp sinh viên hoàn thành nhiệm vụ giao Thái nguyên ngày 23 thang 11 năm 2016 Sinh viên Đỗ Trường Thịnh 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 Trong : = = = 3,825 Do tải trọng không thay đổi : = = 3,825( 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 : = = 4,59 ( KW ) 1.1.2 Số vòng quay đồng động Số vòng quay trục máy công tác băng tải : = = = 43 ( vòng / phút ) Số vòng quay sơ động : = = Tra bảng 2.4 tỷ số truyền dung cho truyền hệ ta : = = 43 = 860 (vòng / phút ) Chọn số vòng quay đồng động : = 1000 ( vòng / phút ) Theo bảng P1.3 Phụ lục với: = 4,59 kW = 1000 ( vòng / phút ) dùng kiểu động : Kiểu động Công suất KW Vận tốc quay vòng/ Cos phút 4A132S6Y 5,5 960 0,80 2,2 2,0 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 : = = = 22,32 1.2.2 , Phân phối tỷ số truyền hệ cho truyền : = Trong đó: – tỉ số truyền truyền hộp giảm tốc tỷ số truyền đai ( ) - tỉ số truyền hộp giảm tốc Tra bảng 2.4 tỉ số truyền truyền : = = Do ta tính : = = = = 5,58 Mà ta có : = Tính lại giá trị theo hộp giảm tốc : = = =4 Công suất làm việc băng tải : = = = = 3,825 (kw ) 1.2.3 Công suất trục : = = = 4,06 ( kw ) 1.2.4 Số vòng quay trục : = = =174,5 ( vòng / phút ) = = = 31,27 (vòng / phút ) 1.2.5 Momen trục : = = = 42477,60 ( Nmm ) = = = 225424,41 ( Nmm ) = = = 849505,81 ( Nmm ) Vậy ta có bảng kết sau : Trục Động I II Công suất P,kw 5,5 4,27 4,06 Tỉ số truyền u 5,58 5,58 Số vòng quay n, v/p 960 174,5 31,27 Momen xoắn T, Nmm 42477,60 225424,41 849505,81 Thông số Chương 2: Tính Toán Thiết Kế Các truyền 2.1 Truyền động Đai Thang 2.1.1 Chọn dạng đai: thông số động tỷ số truyền truyền đai : = 960 (v/p) = 5,5 (k/w) 2.1.2.Xác định đường kính đai nhỏ: Theo bảng 4.13 chọn đường kính bánh đai nhỏ = 160 ( mm ) Vận tốc đai : = = 8,03 m / s nhỏ vận tốc cho phép = 25 m /s 2.1.3 Xác định đường kính đai lớn : Theo công thức ( 4.2 ) ta có : Với đường kính bánh đai lớn : Suy : = 160.(1 0,02 ) = 627,2 (m/s) Theo bảng 4.26 chọn đường kính tiêu chuẩn = 630 mm Như tỉ số truyền thực tế : = = 4,01 Kiểm nghiệm : = % 2.1.4.Xác định chiều dài đai : Theo bảng 4.14 chọn sơ khoảng cách trục a = = 630( mm) , theo công thức (4.4 ) chiều dài đai : L = 2a + 0,5 () + = 630 + 0,5 3,14 ( 160+630 ) + = 2748 mm Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn l = 2750 mm Nghiệm số vòng chạy đai 1s ,theo (4.15): i = = = 2,92 ( s ) < 10 (s) 2.1.5 Khoảng cách trục a : Theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2750 mm : Theo 4.6 : a= Với : = 2750 – 0,5 3,14 ( 160 + 630 ) = 1509,7 = = = 235  a = = = 543,87 mm a = 543,87 mm Theo ( 4.7 ) góc ôm: = 180 = 180 2.1.6 Xác định số đai cần thiết : Theo bảng (4.7) : = 1,25 Với = , = 0,86 bảng 4.15 Với : = , = Theo bảng 4.17 với : u = , = 1,14 Theo bảng 4.19 [ ] = 2,71 với : v = 8,03 m/s , = 2,05 , = 0,93 Thay vào công thức Z= = 3,7 Lấy : z =4 đai = 160mm 2.1.7.Xác định kích thước bánh đai : Chiều rộng bánh đai B = ( z – ) t + 2.e = ( – ) 19 + 2.12,5 = 82 mm Đường kính bánh đai : Đường kính bánh dẫn : = +2 = 160 + 4,2 = 168,4 mm Đường kính bánh bị dẫn = +2 = 630 + 4,2 = 638,4 mm 2.1.8.Xác đinh lực căng ban đầu lực căng trục Theo (4.19): = + Trong : = Với : = 0,178 kg/m = 0,178 = 11,47 N = 787,99 N *lực tác dụng lên trục = z = 787,99 sin () = 2606,13 N Bảng thống số truyền đai ; Thông số Đường kính đai Đường kính bánh đai Chiều rộng bánh đai Giá trị Bánh đai nhỏ = 160 mm Bánh đai lớn = 630 mm = 168,4 (mm) = 638,4 (mm) B = 82 (mm) Số đai Z=4 Chiều dài đai L = 2750 (mm) Khoảng cách trục a = 543,87 (mm) Góc ôm = 130 Lực tác dung lên trục = 2606,13 N 2.2 Thiết kế truyền Bộ truyền bánh 2.2.1 Chọn vật liệu : - Do công suất truyền tải không lớn , yêu cầu đặc biết vật liệu , để thống thiết kế chọn vật liệu hai cấp cụ thể chọn thép 45 cải thiện ,phôi rèn Đồng thời để tăng khả chạy mòn , nên nhiệt luyện bánh lớn đạt độ rắn thấp độ rắn bánh nhỏ từ 10 15 đơn vị + ( 10 … 15 ) HB Bánh nhỏ : + Thép 45 cải thiện + Đạt độ rắn HB = ( 241 … 285 ) + Giới hạn bền : = 850 MPa + Giới hạn chảy : = 580 MPa Chọn độ rắn bánh nhỏ : = 260 Bánh lớn : + Thép 45 cải thiện + Đạt độ rắn HB = ( 192 … 240 ) + Giới hạn bền : = 750 MPa + Giới hạn chảy : = 450 MPa Chọn độ rắn bánh lớn : = 250 2.2.2 Xác định ứng suất cho phép : Ứng suất tiếp xúc cho phép [ ] ứng suất uốn cho phép [ ] xác định công thức : [] = [] = ( 1) ( 2) Trong : , ứng suất tiếp xúc cho phép ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì sở , – hệ số an toàn tính tiếp xúc uốn Tra bảng 6.2 với thép 45, cải thiện đạt độ rắn HB 180 … 350 = 2HB + 70 = 1,1 = 1,8 HB = 1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ : = 260 , độ rắn bánh lớn : = 250 = + 70 = 260 +70 = 590 MPa = + 70 = 250 +70 = 570 MPa = 1,8 = 1,8 260 = 468 MPa = 1,8 = 1,8 250 = 450 MPa – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , = 0,7 *Tính hệ số – hệ số tuổi thọ , xét đến ảnh hưởng thời gian phục vụ chế độ tải trọng truyền : 10 = = = 13429,68 ( N ) Lực hướng tâm từ đai tác dụng vào trục : = ( 0,2 … 0,3 ) = 0,25 13429,68 = 3357,42 ( N ) Xét phản lực gối ( Giải thiết hình vẽ ) : Phản lực theo phương x : = – 149 + 74,5 – 101,5 = = = = 1268,14 ( N) Theo phương y : = – 149 + 74,5 + = = = = 2240,69 (N) = – + =0 =– = 5307,24 –2240,69 = 2240,7( N ) =– – + =0 = + = 2439,13 + 1268,14 = 3306,05 ( N ) Chiều giải thiết Tính monen uốn tổng momen tương đương : Momen uốn tổng quát tiết diện j : = Momen tổng phía phải điểm C : = = 754188,47 ( N mm ) Momen tổng phía trái điểm C : = = 759354,05 ( N mm ) 28 Momen tương đương tiết diện j : = Momen tương đương bên phải điểm C : = = 779571,72 ( N.mm ) Momen tương đương bên trái điểm C : = = 784570,20 ( N.mm ) Tính đường kính trục tiết diện: = - ứng suất cho phép thép chế tạo trục Tra bảng 10.5 : = 63 MPa Đường kính trục tiết diện C : = = 59,83 ( mm ) = = 59,93 ( mm ) Theo tiêu chuẩn chọn = 60 mm Đường kính trục chổ lắp băng tải : = = = = 197311,51 ( N mm ) = = = 41,52 Theo tiêu chuẩn chọn = 45 mm Ta có : = = = 258453,43 ( N.mm ) = = = 49,53 ( mm ) 29 Theo tiêu chuẩn chọn = = 50 mm 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 toàn 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 30 RAy A RAy B C RAx Ft2 74,5 X RBy Fr2 Ma2 Fx 101,5 70 166932,15 My 735482,10 740778,13 Mx 227835,71 ø ø ø ø T 31 Do trục quay , theo công thức ( 10 22 ) ta có : =0 ; = = Theo bảng 10.6 ta có : = = Theo bảng 9.1 với = 60 mm ; tra then có : Kích thước tiết diện then : b = 20 ; h = 12 Chiều sâu trục : = 7,5 Chiều sâu rảnh then lỗ : = 4,9 Tiết diện lắp có rãnh then lên theo bảng 10.6 ta có : Momen cản uốn : = = = 33522,946 Momen cản xoắn : = = = 67179,82 = = =16,26 Trục quay chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động đó: = = = = 2,21 + – 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 ) = = 32 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 ; Tra bảng (10.11) : Chọn : = 2,52 ; = = 2,1 = 2,52 ; = 2,03 = 2,03 để tính : = = = 2,15 = = = 1,74 Vậy ta có : = = = 7,48 = = = 39,45 = = =7,3 = 7,3 [ s ] = 1,5 … 2,5 Vậy trục II thỏa mãn điều kiện mỏi 2.3.2.6 Tính kiểm nghiệm trục độ bền tĩnh : Để đề phòng khả bị biến dạng dẻo lớn phá hỏng tải đột ngột ( chẳng hạn mở máy ) cần tiến hành kiểm nghiệm trục độ bền tĩnh 33 = [ ] = Trong : = [ ] = 0,8 = 0,8 340 = 272 ( MPa ) A, Trục I : = = = 229,12 = = = 25,2 = = = 233,24 MPa [ ] = 272 MPa Trục I thỏa mãn độ bền tĩnh B, Trục II : = = = 314,99 = = = 74,84 = = = 240,61 MPa [ ] =272MPa Trục II thỏa mãn độ bền tĩnh 2.3.2.7 Tính kiểm nghiệm trục độ cứng : Kích thước trục xác định theo độ bền không đảm bảo đủ độ cứng cần thiết cho làm việc bình thường truyền ổ,cũng độ xác cấu Vì cần tiến hành kiểm nghiệm trục độ cứng A ,Tính độ cứng uốn : Điều kiện đảm bảo độ cứng uốn : f [f] [ ] Trong : [ f ] – độ võng cho phép ; [ ] – góc xoay ( góc nghiêng đường đàn hồi trục cho phép Có thể lấy [ f ] ; [ ] sau : 34 [ f ] = 0,01 m ; [ ] = 0,005 rad Trong trục ta thấy trục II trục chịu tải trọng lớn ,ta thấy mặt cắt bánh nguy hiểm = = bánh có d = 60 ( mm ) = = = 82447,95 (mm ) Thay số vào công thức bảng 10.14 ta : = 0,0058 ( mm) , = 0,023 ( mm ) Vậy f = = 0,024 mm f [ f ] = 0,01 Thỏa mãn điều kiện độ cứng uốn B, Tính độ cứng xoắn : Trên trục II có đoạn hai bánh chịu xoắn ,tại có rảnh then Góc xoắn tính theo công thức: = [ ] Trong : G – mođun đàn hồi trượt G = 8.1 MPa – momen quán tính độc cực = = = 164895,91 ( ) l – chiều dài đoạn trục tính , l = 120 mm k= với : h = d = 60 mm hệ số = 0,5 ( đoạn trục có rảnh then ) T = 102672,43 ( N.mm ) 35 k = = = 1,8 Vậy góc xoắn : = = = 0,50 = 30’ 0’’ [ ] = 30’ Vậy điều kiện thỏa mãn độ cứng xoắn 2.4 Tính toán thiết kế Ổ Lăn 2.4.1 Chọn loại ổ lăn : Dựa vào yêu 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 2.4.2 Chọn cấp xác ổ lăn: Chọn cấp xác ổ lăn : ; Độ đảo hướng tâm , : 20 ; Giá thành tương đối : 2.4.3 Chọn kích thước ổ lăn : Chọn ổ theo khả tải động : Chọn kích thước ổ theo tải trọng tiến hành ổ có vòng quay n 10 vg/ ph Khả tải động tính theo công thức : =Q ( 11.1 ) Trong : Q – tải trọng động quy ước , kN; L – tuổi thọ tính triệu vòng quay ; m – bậc đường cong mỏi thử ổ lăn , m= ( ổ bi ) Gọi tuổi thọ ổ tính : 36 = Tra bảng 11.2 trị số tuổi thọ nên dùng ổ lăn sử dụng thiết bị : = 16000 = = = 921,6 triệu vòng – Xác định tải trọng quy ước : Q = ( X.V + Y ) ( 11.3 ) 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 = 41620,63( N ) = 2788,01( N ) = 818,5 ( N ) = 2031,41 ( N ) Tổng phần lực tác dụng vào ổ : = = = 1660,66 ( N ) 37 = = = 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 = 38 mm ta chọn sơ ổ lăn theo bảng P2.12 : Kí hiệu ổ 36208 d ,mm D, mm b=T,mm r , mm , mm C , kN , kN 38 80 18 2,0 1,0 30,6 23,7 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 = 3306,05( N ) = 2240,7( N ) = 1268,14 ( N ) = 2240,69 (N ) Tổng phần lực tác dụng vào ổ : = = = 2728,56 ( N ) = = = 5887,06 ( N ) 38 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 = 60 mm ta chọn sơ ổ lăn theo bảng P2.12 : Kí hiệu ổ 36212 d ,mm D, mm b=T,mm r , mm , mm C , kN , kN 30 110 22 2,5 1,2 48,2 40,1 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 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 39 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 KIẾN NGHỊ VÀ KẾT LUẬN : 40 KẾT LUẬN • • Sau trình học tập nghiên cứu em biết cách chọn động cơ, tính toán truyền đai , thiết kế truyền gồm thông số bánh thẳng , tính toán thiết kế trục ổ lăn Xong trình tính toán nhiều chỗ chưa hợp lý, sai số lớn KIẾN NGHỊ • Với hạn chế kính mong thầy xem xét đóng góp ý kiến để em hoàn thiện đồ án Tài liệu tham khảo 41 [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 42