đề 3 pa 10 Đồ án chi tiết máy

PA10 1 THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI ĐỀ BÀI THIẾT KẾ (ĐỀ 3 PHƯƠNG ÁN 10)  Lực vòng F = 400= 4000 N  Vận tốc băng tải V = 1 3 ms  Đương kính tron.

THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

ĐỀ BÀI THIẾT KẾ (ĐỀ 3 PHƯƠNG ÁN 10)

 Lực vòng : F = 400= 4000 N

 Vận tốc băng tải : V = 1.3 m/s

 Đương kính trong : Dtg = 360 mm = 0,36m

 Chiều rộng băng tải B : B = 400mm = 0,4 m

 Thời gian phục vụ : 6 năm

 Sai số vận tốc cho phép :5

Chế độ làm việc : mỗi ngày 2 ca , mỗi ca 4 giờ , mỗi năm làm 250 ngày , tải trọng va đập nhẹ , quay một chiều

LỜI NÓI ĐẦU Khoa học kỹ thuật càng phát triển thì máy móc được sử dụng ngày càng nhiều với trình độ cơ khí hoá và tự động hoá ngày càng cao Song với bất kỳ một máy nào từ đơn giản đến hiện đại đều bao gồm nhiều chi tiết máy ghép lại với nhau Các chi tiết máy có công dụng chung có mặt ở hầu hết các thiết bị và dây truyền công nghệ Vì vậy thiết kế chi tiết máy có vai trò quan trọng trong thiết kế máy nói chung

Chi tiết máy thiết kế ra phải đảm bảo các yêu cầu kỹ thuật: làm việc ổn định trong suốt thời gian phục vụ đã định với chi phí chế tạo và sủ dụng thấp Với các máy phát biến đổi năng lượng thì chỉ tiêu hàng đầu của máy là hiệu suất trong khi các máy cắt kim loại thì năng suất và độ chính xác gia công là những chỉ tiêu quan trọng nhất, còn ở dụng cụ đo thì độ nhậy, độ chính xác và độ ổn định của các số đo lại là quan trọng hơn cả Nói khác đi, chỉ tiêu kinh tếc kỹ thuật của chi tiết máy thiết kế ra phải phù hợp với chỉ tiêu kinh tế - kỹ thuật của toàn máy Đó trước hết là năng suất, tuổi thọ cao, kinh

tế trong chế tạo và sử dụng , thuận lợi và an toàn trong chăm sóc bảo dưỡng, trọng lượng giảm Ngoài ra tuỳ thuộc vào trường hợp cụ thể mà nó còn có các yêu cầu khác như: Khuôn khổ kính thước nhỏ gọn ,làm việc êm , hình thức đẹp

Với các yêu cầu trên thì việc thiết kế hộp giảm tốc cũng đòi hỏi phải đảm bảo một

số yêu cầu kỹ thuật nhât định Bởi vì, hộp giảm tốc cũng do một nhóm máy ghép lại với nhau

Hộp giảm tốc là một cơ cấu truyền động ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền không đổi, được dùng để giảm vận tốc và tăng mô mem xoắn Ưu điểm của hộp giảm tốc là hiệu suất cao, có khả năng truyền được những công suất khác nhau, tuổi thọ lớn, làm việc chắc chắn và sử dụng đơn giả Hộp giảm tốc bánh răng được dùng để truyền chuyển động và mô men xoắn giữa các trục song song

Em xin chân thành cảm ơn !

PHẦN I - CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

A CHỌN ĐỘNG CƠ

Để chọn động cơ ta tiến hành các bước sau đây:

+ Tính công suất cần thiết của động cơ

+ Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ

+ Dựa vào công suất và số vòng quay đồng bộ, kết hợp với các yêu cầu về quá tải , mômen mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ để chọn kích thước động cơ phù hợp với yêu cầu thiết kế

1 Xác định công suất của động cơ

Công suất cần thiết trên trục động cơ điện được xác định theo công thức (2.8)

Trong đó :

Pct : công suất cần thiết trên trục động cơ

Pt : công suất tính toán trên trục công tác

𝜂 : hiệu suất truyền động Hiệu suất truyền động theo công thức (2.9)

η = η η η η

Tra bảng 2.3 ta chọn hiệu suất các bộ truyền và ổ như sau :

 η = 0,95 : hiệu suất bộ truyền đai để hở

 η = 0,97 : hiệu suất bánh răng được che kín

 η = 0,99 : hiệu suất hệ dẫn ổ lăn được che kín

 η = 1 : hiệu suất dẫn động khớp nối

V = 1,3 m/s : Vận tốc băng tải

D = 360 mm : Đường kính tang quay

Tỷ số truyền toàn bộ 𝑢 của hệ thống dẫn động được tính theo công thức (2.15) :

3 Chọn động cơ

mãn điều kiện sau:

Dựa vào bảng P1.3, Phụ lục, công suất cần thiết Pct = 4,89 (kW) và số vòng

Các thông số cơ bản của động cơ:

B PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

it = in.ih

Trong đó:

in : Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

Dựa vào bảng 2.4, ta chọn trước in = iđ = 4

Tỉ số truyền của hộp giảm tốc

ih = ibn.ibc

Trong đó:

ibn : Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh

Để đảm bảo điều kiện bôi trơn thì ibn = (1,2  1,3).ibc

Chọn ibc = 2,9

 ibn = 3,48  3,77 Ta chọn ibn = 3,5

Từ cách chọn như vậy ta có:

it = 4 2,9 3,5 = 40,6

Số vòng quay của trục máy công tác là:

Sai số vận tốc do chọn tỉ số truyền như trên là:

Sai số vận tốc nằm trong giới hạn cho phép

Vậy có thể chấp nhận cách chọn tỉ số truyền như trên

3 Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục

P (kW) 5,5 5,445 5,22 5,012

PHẦN II – TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

A THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG :

1.Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Vì tải trọng va đập nhẹ , nên chọn vật liệu làm bánh răng có độ rắn bề mặt răng

HB≤ 350 và để tránh dính bề mặt răng nên lấy độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn bánh răng lớn 30-50HB từ bảng 3.2 ta có :

Vật liệu

Nhiệt

luyện

Giới hạn bền

Giới hạn chảy

Độ rắn

HB

Kích thước

S không lớn hơn Bánh

o H

o F

Trong đó:

0 lim H

lim F

 : Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép đối với chu

kỳ cơ sở

ZR : Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

Zv : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

KxH : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

YR : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Ys : Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập chung ứng suất

KxF : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

KFC : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

SH, SF : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

KHL, KFL : Hệ số tuổi thọ Theo bảng (3.2) với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn từ (180  350)HB ta có

0 lim H

 = 2HB + 70 ; SH = 1,1

0 lim F

 = 1,8HB ; 𝑆 = 1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 285; độ rắn bánh lớn HB2 = 240, khi đó

0 1 lim H

 = 2HB1 + 70 = 2.285 + 70 = 640 (MPa)

0 1 lim F

 = 1,8.HB1 = 1,8.245 = 513 (MPa)

0 2 lim H

 = 2HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 (MPa)

0 2 lim F

 = 1,8.HB2 = 1,8.240 = 432 (MPa) Theo công thức (3,5) ta có:

NHO = 30 2 , 4

HB

HTrong đó

NHO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc

HHB : Độ rắn Brinen  NHO1 = 30.2852,4 = 2,34.107 ;

𝑁 =60.c.t.n 𝛴 (3.8)

Trong đó:

c = 1 : Số lần ăn khớp trong một lần quay

Ti, ni, ti : Lần lượt là mô men xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế

độ i của bánh răng đang xét

Thay số vào ta được

Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng, do đó theo công thức 3 ta có

[𝜎 ]’ =[ ] [ ] = =541 MPa < 1,25 [H] 2 = 625 (MPa) Với cấp chậm dùng răng thẳng và tính ra NHE đều lớn hơn NHO nên KHL = 1, do đó [𝜎 ] = [𝜎 ] = 500 (MPa)

Theo công thức 3.8 ta có

NFE = 60c(Ti/Tmax)6niti Thay số vào ta được :

𝑁 = 60.1.12000.720.( 1 + 0,6 + 0,4 )= 7,5.10

Vì 𝑁 > 𝑁 do đó 𝐾 = 1

Tương tự tính ra 𝐾 =1 theo bảng 3.2 𝑆 = 1,75 ; 0

lim F

 = 1,8HB; bộ truyền quay 1 chiều nên 𝐾 =1 Tạm lấy 𝐾 𝑌 𝑌 =1 do đó theo (3.2) với 𝐾 hệ số đạt tải bằng 1

[F] = 0

lim F

 KFC.KFL/SH [ ] = 1,8.285.1/1,75= 293 MPa

[F]2 = 1,8.240.1/1,75=247 MPa

Ứng suất cho phép khi quá tải : theo công thức 3.12 3.14 3.15

[H]max = 2,8.ch2 = 2,8.450 = 1260 (MPa)

[F]1max = 0,8.ch1 = 0,8.580 = 464 (MPa) [F]2max = 0,8.ch2 = 0,8.450 = 360 (MPa)

3 Tính toán bộ truyền cấp nhanh (Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng)

KH : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng khi tính về tiếp xúc

Theo bảng 3.7 và bd ta chọn theo sơ đồ 3  KH = 1,15

 aw1 = 43 (3,75+1) ,

, , =106,6 (mm) Lấy aw1 = 107 (mm)

b) Xác định thông số ăn khớp

+) Xác định môđun

Theo công thức (3.21) ta có :

m = (0,01  0,02)aw = (0,01  0,02).107 = (1,07 2,14 ) (mm) Theo bảng 3.8 ta chọn m = 2

 Tỉ số truyền thực tế là im = =3,5

Tính lại góc 

cos = m(z1 + z2)/2aw1 = 2(24+84)/(2.107) = 0,9396

  = 13,590 Như vậy, nhờ có góc nghiêng  của răng, ở đây không cần dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục cho trước, nói khác đi dịch chỉnh bánh răng nghiêng chỉ nhằm cải thiện chất lượng ăn khớp

Theo sách chi tiết máy ta có :

! z1=24 < 30

Z2 = 84 >60 → dịch chỉnh đến với hệ số

+> 𝑥 = 0,03(30 − 𝑧 ) = 0,03 (30 − 24) = 0,18

𝑥 = −𝑥 = -0,18

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 3.40, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

2 1

1

)1( 2

w w

H H

M H

dib

iKTZZ

ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Tra bảng 3.5ta được ZM = 274 (MPa1/3)

ZH : Hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc, tính theo bảng 3.14

tw b

( , ) =1,7

Ta có : 𝜀 = . hệ số trùng khớp dọc tính theo công thức 3.44

𝜀 = , ( , )

. = 1,6

KH : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng, tra bảng 3.7 ta được KH = 1,15 Theo công thức 3.46, ta xác định vận tốc vòng:

KH : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

đồng thời ăn khớp, tra bảng3.15 ta được KH = 1,13

KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tinh

theo công thức

. =1 + , . , ,

, , = 1,016 Trong đó :𝛾 = 𝛿 𝑔 𝑣 = 0,002.73.1,79

, = 1,44 (m/s)

H là hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 3.17ta được H 0,002

0 73

g  tra theo bảng3.17b, là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2

 KH = 1,15.1,13.1,016 = 1,32

 𝜎 = 247.1,7.0,74 . , .( , )

, , , = 483 (MPa) Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo công thức3.1, với v = 1,79 (m/s) < 5 (m/s)  Zv = 1

Với cấp chính xác động học là 9, ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám Ra = 2,5 … 1,24 m, do đó ZR = 0,95

Với da < 700 mm nên KxH = 1

Theo công thức 3.1 và 3.1a ta có:

[H] = [H] Zv.ZR.KxH =541.1.0,95.1 =505,9 (MPa) Như vậy, H < [H], nhưng chênh lệch này nhỏ do đó có thể giảm chiều rộng răng:

Theo bảng 3.7

Trong đó:

T1 = 69872 : Mô men xoắn trên bánh chủ động, (Nmm)

m = 2 : Mô đun pháp tuyến, (mm)

KF = KF.KF.KFvTrong đó:

KF : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng, tra bảng 3.7 ta được KF = 1,2

KF : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 3.15 với vận tốc vòng

ứng suất tiếp xúc mặt răng𝜎 , MPa 483

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Góc nghiêng của răng  = 13,590

Số răng bánh răng z1 = 24 răng ; z2 = 84 răng

Hệ số dịch chỉnh x1 = 0,18 ; x2 = -0,18

Theo các công thức trong bảng 3.13 ta được Đường kính vòng chia d1 = 49,38mm ; d2 = 172,8 mm

Đường kính đỉnh răng da1 =54,1 mm ; da2 =175 mm

Đường kính đáy răng df1 = 45,1 mm ; df2 = 167,08 mm

4 Tính toán bộ truyền cấp chậm (Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng)

a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Khoảng cách trục aw được xác định theo công thức 3.15a

3

2 2

2 2

2 [ ]

.)1(

ba H

H a

KTi

Ka

ba : Hệ số chiều rộng bánh răng

Tra bảng 3.6, chọn ba = 0,4

 bd = 0,53ba(ibc + 1) = 0,53.0,4(2,9 + 1) = 0,82

KH : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng khi tính về tiếp xúc

Theo bảng 3.7 và bd ta chọn theo sơ đồ 3  KH = 1,15

 aw2 = 49,5.(2,9+1) ,

, , =180,75 (mm) Lấy aw2 = 181 (mm)

b) Xác định thông số ăn khớp

+) Xác định môđun

Theo công thức 3.21 ta có

m = (0,01  0,02)aw = (0,01  0,02).181 = (1,81  3,62) (mm) Theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, chọn môđun tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng môđun ở cấp nhanh nên ta chọn m = 2

+) Xác định số răng, góc nghiêng  và hệ số dịch chỉnh x

Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng thì  = 0

Theo công thức 3.19, ta có số răng bánh nhỏ

) 1 (

2 2



 i m

ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Tra bảng 3.5 ta được ZM = 274 (MPa1/3)

ZH : Hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc, tra bảng 3.14 ta được ZH = 1,76

Ta có:  = bwsin/(m.) : Hệ số trùng khớp dọc tính theo CT 3.44

 = 0 , do sin = sin0 = 0

 = [1,88 - 3,2.(1/z1 + 1/z2)]/cos : Hệ số trùng khớp ngang, tính theo CT

KH : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng, tra bảng3.7 ta được KH = 1,12 Đường kính lăn dw và vận tốc vòng v :

dw2 = . = .

, = 94 mm

v = . . = , . . , = 1,01 𝑚/𝑠

KH : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

đồng thời ăn khớp, tra bảng 3.15 ta được KH = 1,13

KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tinh

theo công thức

. = 1 + , ,

, , = 1,03 Trong đó : 𝛾 = 𝛿 𝑔 𝑣 = 0,006.73.1,01

, = 3,5 (m/s)

H là hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 3.17

Theo công thức với v =1,01 (m/s) < 5 (m/s)  Zv = 1

Với cấp chính xác động học là 9, ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám Ra = 2,5 … 1,24 m, do đó ZR = 0,95

Với da < 700 mm nên KxH = 1

Theo công thức ta có:

[H] = [H]’.Zv.ZR.ZxH =541.1.0,95.1 = 505,9 (MPa) Như vậy 𝜎 = 472 thỏa mãn điều kiện

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

m = 2 : Mô đun pháp tuyến, (mm)

KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn

Số răng tương đương:

zv1 = z1/cos3 = 47/cos30 = 47 → 𝑌 = 3,65 𝑡𝑟𝑎 𝑡ℎ𝑒𝑜 𝑏ả𝑛𝑔 3.18

zv2 = z2/cos3 = 137/cos30 = 137 => 𝑌 =3,6 Trong đó:

KF : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng, tra bảng 3.7 ta được KF = 1,15

KF : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 3.14 với vận tốc vòng

v = 1,01 m/s < 2,5 m/s và cấp chính xác 9  KF = 1,37 Theo công thức 3.47

𝑣 = 𝛿 𝑔 𝑣 = 0,016.73.1,01

, = 9,3 (m/s)

KxF = 1 (da < 400mm)

Do đó, theo công thức 3.2 và 3.2a ta có:

[F1] = [F]1.YR.YS.YxF = 293.1.1,03.1 = 301,79 (MPa) [F2] = [F]2.YR.YS.YxF = 247.1.1,03.1 = 254,41 (MPa) Như vậy

F1 < [F1] và F2 < [F2] nên bài toán được thỏa mãn

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo công thức 3.48, với Kqt = Tmax/T = 1,4:

Hmax = H Kqt = 472 1 , 4 = 558,5 < [H]max = 1260 (MPa) Theo công thức 3.49

F1max = F1.Kqt = 121,7.1,4 = 170,38 < [F]1max = 464 (MPa)

F2max = F2.Kqt = 120.1,4 = 168 < [F]1max = 360 (MPa) Vậy điều kiện về quá tải thỏa mãn Do đó ta chấp nhận kết quả trên

A THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI HÌNH THANG

1 Chọn loại đai và tiết diện đai

từ điều kiện vận tốc của đai V= . . ≤ 𝑉 = 30 ÷ 35

thay số vào ta được : V = . . ≤ 𝑉 = 30 ÷ 35 𝑚/𝑠

Từ bảng 5.14 chọn kích thước tiêu chuẩn l= 3250 mm

Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ : i=V/l =31/3,25 = 9,53 < imax =10 ( thỏa mãn )

Dựa vào l đã chọn tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.6b:

Số đai z được tính theo công thức

z = Pđ.Kđ/([P0].C.C1.Cu.Cz) Trong đó:

Nđ = 5,5 kW : Công suất trên trục bánh đai chủ động

Kđ = 1,65 : Hệ số tải trọng động, tra theo bảng 5.7

[𝑁 ] = 6,28 :công suất có ích cho phép tra bảng 5.17

C = 0,89 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm 1, tra theo bảng 5.16a

C1 = 0,99 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, tra theo bảng 5.16b

Cu = 1,14 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, tra theo bảng 5.16a

Cz = 0,96 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho

các đây đai, tra theo bảng 5.16c Z= . đ

, , , , , = 1,49 Lấy z = 2 đai

Từ số đai z có thể xác định chiều rộng bánh đai theo công thức ;

B = (z - 1)t + 2e = (2 - 1).25,5 + 2.17 = 59,5 (mm) Đường kính ngoài của bánh đai xác định theo công thức

da = d1 + 2h0 = 200+2 5,7 =211,4 (mm) Trong đó: t, e, h0 tra theo bảng 4.21 trong sách khác

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

Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức 5.17

F0 = 780Pđ.Kđ/(v.C.z) + Fv (N) Trong đó:

Fv : Lực căng do lực ly tâm sinh ra, được tính theo công thức 5.18

Fv = qm.v2 = 0,03.312 = 28,83 (N) Với : qm = 0,03 : Khối lượng 1 mét chiều dài, tra theo bảng 5.18

 F0 = 780.5,5.1,65/(31.0,89.2) + 28,83= 157 (N)

Lực tác dụng lên trục tính theo công thức 4.21

Fr = 2F0.z.sin(1/2) = 2.157.2.sin(136,290/2) = 583 (N) Tính toán tương tự cho đai thang hẹp có tiết diện là SPZ để so sánh ta có bảng sau:

Thông có Ký hiệu Đai thang thường Đai thang hẹp