1 NGUYỄN đức THIỆN

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 24 tháng 11 năm 2016 Sinh viên NGUYỄN ĐỨC THIỆN 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 : = = = 4,08 Thay số liệu vào (2 ) ta tính : = = 3,73( KW ) Theo công thức (1 ) ta có : = = Thay số liệu tra bảng 2.3 trị số hiệu suất truyền ổ : + Bộ truyền bánh trụ : = 0,97 + Bộ truyền đai : : = 0,96 + Một cặp ổ lăn : = 0,99 + Khớp nối : = 0,99 Hay : = = 4,34 ( KW ) 1.1.2.Số vòng quay đồng động : Số vòng quay trục máy công tác đĩa xích tải : = = = 26,19 ( vòng / phút ) Số vòng quay sơ động : = = Tra bảng 2.4 tỷ số truyền dung cho truyền hệ ta : = = 26,19 15 = 1178,56 (vòng / phút ) Chọn số vòng quay đồng động : = 1500 ( vòng / phút ) Theo bảng P1.3 Phụ lục với: = 4,34 kW = 1500 ( vòng / phút ) dùng kiểu động : Kiểu động Công suất KW Vận tốc quay vòng/ phút Cos 4A112M 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 : = = = 54,41 1.2.2 , Phân phối tỷ số truyền hệ cho truyền : 2,0 = 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 : = = = = 18,14 Mà ta có : = Trụ cấp nên : = 0,7332 = 4,74 Vậy : = => = = = 3,83 Tính lại giá trị theo hộp giảm tốc : = = =3 Công suất làm việc trục : = = = = 4,08 1.2.3 Công suất trục : = = = 4,29 ( kw ) = = = 4,47 ( kw ) 1.2.4 Số vòng quay trục : = = = 475 ( vòng / phút ) = = = 100,2 ( vòng / phút ) = = = 26,1 ( vòng / phút ) 1.2.5 Momen trục : = = = 36859,64 ( Nmm ) = = = 89870,52 ( Nmm ) = = = 408877,24 ( Nmm ) = = = ( Nmm ) Vậy ta có bảng kết sau : Trục Động I II III 5,5 4,47 4,29 4,08 Thông số Công suất P,kw Tỉ số truyền u 4,74 3,38 Số vòng quay n, v/p 1425 475 100,2 Momen xoắn T, Nmm 36859,64 89870,52 408877,24 26,1 Chương : Tính Toán Thiết Kế truyền 2.1 Truyền động Đai ( Đai Dẹt ) 2.1.1 Chọn loại đai Chọn đai vải cao su đai vải cao su gồm nhiều lớp vải cao su có độ bền mòn cao, đàn hồi tốt , bị ảnh hưởng thay đổi nhiệt độ 2.1.2 Xác định kích thước thông số tỉ số truyền Đường kính đai nhỏ = ( 159 … 195 ) chọn Vận tốc : (m/s) Đường kinh đai lớn Chọn đường kính theo tiêu chuẩn chọn (mm) Tỉ số truyền thực tế 2.1.3 Khoảng cách trục chiều dài đai : Khoảng cách trục : Theo bảng 4.3 Chọn : a = 900 Chiều dài đai : = (mm) Góc ôm đai 2.1.4 Xác định thiết diện đai : Trong Lực vòng : hệ số tải động theo bảng 4.7 chọn Ứng suất có ích cho phép Trong Với đai vải cao su => theo bảng 4.9 chọn ; Chiều dày chọn theo tỉ số theo bảng 4.8 chọn theo bảng 4.1 chọn loại đai E800 có lớp lót chọn hệ số ảnh hưởng góc ôm đai Ta có theo bảng 4.10 chọn hệ số ảnh hưởng lực li tâm đến độ bám đai bánh đai , theo bảng 4.11 chọn hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí truyền không gian Ta có góc nghiêng theo bảng 4.12 chọn Ứng suất có ích cho phép : = 2,075 0,97 = 2,012 Tiết diện đai : Chiều rộng đai (mm) theo bảng 4.1 lấy trị số tiêu chuẩn b= 40 (mm) 2.1.5 Xác định lực căng ban đầu lực căng tác dụng lên trục : Lực căng ban đầu : (N) Lực tác dụng lên trục : (N) Kết tính toán : Thông số Đường kính bánh đai nhỏ , mm Đai dẹt 180 Đường kính bánh đai nhỏ , mm 355 Chiều rộng bánh đai B , mm 36,33 Chiều dài đai l , mm 2648,4 Số đai ( chêm ) , mm - Tiết diện đai , b ( ) 40 4,5 Lực tác dụng lên trục ( N ) 200 572,84 2.2 Tính toán thiết kế 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 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 36206 d ,mm D, mm b=T,mm r , mm , mm C , kN , kN 30 62 16 0,5 18,2 13,3 1,5 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 : 44 = 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 1,0 24,0 18,1 2,0 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 45 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 1,2 63,0 55,9 2,5 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 46 5.3 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 = 47 = = 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 KẾT LUẬN • Sau trình học tập nghiên cứu em biết cách chọn động cơ, tính toán truyền xích, thiết kế truyền gồm 48 • 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 [1] Trịnh Chất , Lê Văn Uyển – tính toán thiết kế hệ dẫn động khí , tập 1,2 Nxb Giáo dục Hà Nội , 2001 49 [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 50 51 52 53 54 55 56 57 58 [...]... 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 ) 45 = ( 54 … 67,5 ) mm Lấy = 55 mm = ( 1, 2 … 1, 5 ) = ( 1, 2 … 1, 5 ) 45 = (54 … 67,5) mm 20 Lấy = 55 mm = ( 1, 2 … 1, 5 ) = ( 1, 2 … 1, 5 ) 55 = ( 66 … 82,5 ) mm Lấy = 70 mm Chiều dài may ơ nữa khớp nối trục vòng đàn hồi : = ( 1, 4 …... Với : = 0, 016 ( tra bảng 6 .15 ) 16 = 56 ( tra bảng 6 .16 ) Suy ra : = 0, 016 56 3 ,10 =14 ,03 + – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn = 1 + = 1 + =1, 26 Do đó : = = 1, 1 1, 27 1, 26 = 1, 76 Ta có : = 1, 70 => = = = 0,59 = 0 => = 1 = 1 Số răng tương đương : = = = 21 = = = 10 5 Theo bảng 6 .18 ta được : = 4,00 , = 3,60 Với hệ số dịch chỉnh = = 0 Với m = 3 thì : = 1 độ nhạy... 15 = 13 7,5 ( mm ) = + + 3 + 2 + = 40 + 65 + 3 15 + 2 15 + 19 = 19 5 (mm) 3.2.4 Thiết kế Trục I : Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục : = 312 3,77 ( N ) , = 624,754 ( N ) ; =0 ; =0 = 0,2 = 0,2 15 29,39 = 305,88 ( 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( ... với = = 2,2 = =3 91, 92 = 5 81, 31MPa < [ = 12 60 MPa Theo (6.49) : = = 81, 43 2,2 = 17 9 ,15 MPa < [ = 464 MPa = =73,29 2,2 = 16 1,24 MPa < [ = 360 MPa Vậy bánh răng đủ bền khi làm việc quá tải + Đường kính vòng chia : = = 41, 53 mm = = u = 41, 53.5 = 207,65 mm + Đường kính đỉnh răng : = + 2 ( 1 + - ) m = 41, 53 + 2 ( 1 + 0 ) 2 = 45,53mm = + 2 ( 1 + - ) m = 207,65 + 2 ( 1 + 0 ) 2 = 211 ,65mm + Đường kính... ) : = 0,006 Theo bảng (6 .16 ) : = 56 = v = 0,006 56 3 ,10 = 5,23 + – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp : 15 =1+ Thay số liệu vào ta có : = 1 + = 1, 12 Theo (1 ) ta được : = = 1, 05 1 1, 12 = 1, 18 Thay các số liệu vào : = = 274 1, 41 0,88 = 3 91, 92 MPa Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : Ta có với : v = 3 ,12 m/s 5 m/s , = 0,96 với cấp chính xác là động học là 8... điều kiện Theo công thức (10 .19 ) s= [s] Trong đó : [ s ] – hệ số an toàn cho phép , thông thường [ s ] = 1, 5 … 2,5 – hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp – hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp Theo công thức ( 10 .20 ) , (10 . 21 ) ta có : = = 24 RBy RAy B A C Fa1 RAx RBx Fr1 Fd Ft1 64,5 59,5 13 5 RAy T1 Fd A RAx RBy Fa1 B C Ft1 Fr1 RBx 15 715 8,798 40296,633 My Mx 515 47,326 T 25 89870,52 Trong... (10 .11 ) : = 2,06 ; = 1, 64 Chọn : = 2,06 ; = 1, 9 để tính : = = = 1, 716 = = = 1, 633 Vậy ta có : = = = 7,55 27 = = = 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 ( 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... bảng (10 .11 ) : = = 1, 97 = 2,06 ; = 1, 64 Chọn : = 2,06 ; = 1, 9 để tính : = = = 1, 716 = = = 1, 633 33 Vậy ta có : = = = 5,39 = = = 15 ,38 = = = 5,08 = 5,08 [ s ] = 1, 5 … 2,5 Vậy trục II thỏa mãn điều kiện mỏi 3.2.6 Thiết kế trục III : == 0 , =0 = = 4202, 71 ( N ) = = 92 91, 08 ( N ) Lực trên vòng khớp nối : = Tra bảng 16 .10 đường kính vòng tròn qua tâm các trốt của nối trục vòng đàn hồi = 16 0 mm = = = 37 61, 54... 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 ( N ) Chiều giải thiết đúng Tính monen uốn tổng và momen tương đương : 28 Momen uốn tổng quát tại các tiết diện j : = Xét tại điểm C : Momen tổng phía trái điểm C : = = 11 0544, 41 ( N mm ) Momen tổng... không vượt quá 1, 25 [] [ ] = = = 527,39 1, 25 [] 11 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 vậy theo (2 ) ,với bộ truyền quay 1 chiều =1 , sơ bộ xác định được : [] = [ ] = = 267,43 MPa [ ] = = 257 ,14 MPa Ứng suất quá tải cho phép : [ = 2,8 = 2,8 580 = 16 24 MPa [ = 2,8 = 2,8 450 = 12 60 MPa [ = 2,8 ... 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 ) 45 = ( 54 … 67,5 ) mm Lấy = 55 mm = ( 1, 2... xuất vùng ăn khớp tính uốn = + = + =1, 26 Do : = = 1, 1 1, 27 1, 26 = 1, 76 Ta có : = 1, 70 => = = = 0,59 = => = 1 = Số tương đương : = = = 21 = = = 10 5 Theo bảng 6 .18 ta : = 4,00 , = 3,60 Với hệ số... Theo bảng 6.7 : = 1, 1 , theo bảng 6 .14 với v < m/s cấp xác , = 1, 27 Theo công thức : = v Với : = 0, 016 ( tra bảng 6 .15 ) 16 = 56 ( tra bảng 6 .16 ) Suy : = 0, 016 56 3 ,10 =14 ,03 + – hệ số kể