Môn đồ án chi tiết máy thiết kế máy tính toán động học hệ dẫn động cơ khí

V:Vận tốc băng tải m/s D: Đường kính trong D mm 1.1.2 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ : -Tỷ số truyền toàn bộ U ch của hệ thống dẫn động được xác định: nbt: Là số vòng quay của

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI

KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN CƠ KHÍ Ô TÔ -    -

THIẾT KẾ MÁY MÔN: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Sinh viên thực hiện: Đường Văn Thái

Mục lục

SƠ ĐỒ HƯỚNG DẪN 5

PHẦN I :TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 6

1.1 Xác định công suất cần thiết, Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện, Chọn quy cách động cơ 6

1.1.1 Xác định công suất động cơ : 6

1.1.2 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ : 7

1.1.3 Chọn quy cách động cơ: 7

1.2 Xác định tỷ số truyền động Utcủa toàn hệ thống và phân phối tỷ số truyền cho từng bộ phận của hệ thống dẫn động,lập bảng công suất,momen xoắn,số vòng quay tròn của trục 8

1.2.1 Xác định tỷ số truyền ut của hệ thống dẫn động 8

1.2.2 Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động utcho các bộ truyền 8

1.2.3 Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục 9

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 11

2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN 11

2.1.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 11

2.1.2 Thiết kế bộ truyền trục vít , bánh vít : 19

2 2 Kiểm tra sai số vận tốc: 26

PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI 27

3.1 Tính thiết kế trục 27

3.1.1 Tính trục theo độ bền mỏi 27

3.1.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 27

3.1.3 Xác định lực tác dụng lên trục: 29

3.1.4 Tính chính xác trục theo hệ số an toàn: 30

3.2 Tính then 51

3.2.1 Kiểm tra then đối với trục I : 51

3.2.2 Kiểm tra then đối với trục II : 52

3.2.3 Kiểm tra then đối với trục III : 53

3.3 Tính chọn ổ lăn: 54

3.3.1 Tính chọn ổ lăn cho trục I: 55

3.3.2 Tính chọn ổ lăn cho trục II : 56

3.3.3 Tính chọn ổ lăn cho trục III : 59

PHẦN IV: THIẾT KẾ KẾT CẤU (vỏ hộp giảm tốc, các chi tiết, bôi trơn, điều

chỉnh ăn khớp và lắp ghép) 64

4 1 Kết cấu vỏ hộp giảm tốc, bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp: 64

4.1.1 Tính kết cấu của vỏ hộp: 64

4.1.2 Bôi trơn trong hộp giảm tốc: 65

4.1.3 Thiết kế các chi tiết phụ : 66

PHẦN V : TÍNH DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP 68

5 Chọn dung sai lấp ghép đối với ổ lăn: 68

Nhận xét của giảng viên:

1.1.1 Xác định công suất động cơ :

1 Công suất bộ phận công tác là băng tải:

P lv=F t V

1000

=

=

2 Hiệu suất chung hệ thống truyền động:  = ol3.br.tv

Trong đó:

br = 0,98 : Hiệu suất bánh răng

ol = 0,99 : Hiệu suất một cặp ổ lăn

tv = 0,8 : Hiệu suất bộ truyền trục vít

V:Vận tốc băng tải (m/s)

D: Đường kính trong D (mm)

1.1.2 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ :

-Tỷ số truyền toàn bộ U ch của hệ thống dẫn động được xác định:

n

Uch: Là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống

1.1.3 Chọn quy cách động cơ:

Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện:

Pđc Pct = 5,38 ; nđc≅ nsb = 1461,95đồng thời mômen mở máy phải thoả mãn điều kiện:

Theo bảng P1.3 phụ lục ta chọn như sau:

Kiểu động cơ Công suất(KW) Vận tốc quay(v/ph) Hiệu suất% Tk/Tdn

1.2 Xác định tỷ số truyền động Utcủa toàn hệ thống và phân phối tỷ số truyền cho từng bộ phận của hệ thống dẫn động,lập bảng công suất,momen xoắn,số vòng quay tròn của trục.

1.2.1 Xác định tỷ số truyền ut của hệ thống dẫn động

ut =n n dc

lv

=

=

Trong đó: ndc Là số vòng quay của động cơ.

nlv Là số vòng làm việc của băng tải

1.2.2 Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động u tcho các bộ truyền

ut=uh= 34,83 (v/ph)

Đây là hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng-trục vít ut = 34,83

+ Theo toán đồ 3.25 trang 48 tài liệu hướng dẫn tập 1

- Từ đó ta có thể chọn u1 = 2,8

- Thay u1 vào (*)ta tính được u2 = 12,5

*Kiểm tra sai số:

|

34,83

|

Thỏa mãn điều kiện sai số cho phép

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

Dựa vào P1v và sơ đồ hệ thống dẫn động, có thể tính được công suất, mômen và

số vòng quay trên các trục, phục vụ các bước tính toán thiết kế các bộ truyền, trục và

1= 14552,8 = ¿519,6 (v/ph ) Trục III: n3 =n2

u2= 519,612,5 = ¿41,56 (v/ph )

+ Momen xoắn trên các trục :

Trục II : T

=

n2

=

=

Trục III: T

=

n3

=

=

Kết quả tính toán được ghi thành bảng như sau :

BẢNG 1 : CÔNG SUẤT - TỈ SỐ TRUYỀN - SỐ VÒNG QUAY - MÔMEN

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN

2.1.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

●Tính toán

a.Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:

- Dựa theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng giống vật liệu chế tạo trục vít, theo bảng 6.1[I] trang 92, ta chọn mác thép : C.45

- Chọn bánh răng nhỏ là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn từ HB = 241 ÷ 285

Tra bảng 6.2[1]-trang 94, với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180 350 thì:

Áp dụng công thức 6.7[1]-trang 93, tính số chu kì thay đổi ứng suất tương đương khi thử

Trong đó:

c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay

Ti, ni, ti : Lần lượt là mômen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i

N HE1=156,27.10 7

N HE2=55,81.10 7

Vậy, sơ bộ xác định ứng suất tiếp xúc cho phép, theo công thức 6.1a[I]-trang 93 ta có:

Đối với bộ truyền quay 1 chiều

Vậy, sơ bộ xác định ứng suất tiếp xúc cho phép, theo 6.2a[I]-trang 93:



[

]

F1 = 495.1 11,75 =282,85 (MPa)

[

]

S F 2 = 468.1 1

1,75 =267,42(MPa)Ứng suất cho phép khi quá tải, theo 6.13[I]-trang 95 và 6.14[I]-trang 96:

Tra bảng 6.5[I]-Trang 96, ta có đối với cặp bánh răng trụ thẳng: thép-thép thì

là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính

về tiếp xúc

Tra bảng 6.6[I]-Trang 97, ta có đối với cặp bánh răng phân bố đối xứng so với các ổ trong hộp giảm tốc ta chọn:

Theo công thức 6.16[I]-Trang 97: Ψ bd =0,53.Ψ ba(u1+1)=0,53.0,4(2,8+1)=0,8056

Áp dụng công thức 6.33[I]-Trang 105, tính ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền:

Trong đó: : hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp,

:Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Với v = 2,73 (m/s) Tra bảng 6.13[I]-trang 106, ta chọn cấp chính xác 8

Tra bảng 6.16[I]-Trang 107, ta chọn hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng:

: là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :

là hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp:

Trang bảng 6.15[I]-Trang107, ta có hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp đối vớirăng thẳng không vát đầu răng (HB 350) =>

●Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng các bánh răng theo công thức 6.43[I]-Trang108:

Trong đó:

 là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Y ε= 1

ε α= 11,73=0,58

hệ số kể đến độ nghiêng của răng, đối với bộ truyền bánh trụ răng thẳng

là hệ số tải trọng khi tính về uốn:

Chọn sơ đồ phân bố bánh răng theo sơ đồ 6 ta có:

Tra bảng 6.15[I]-Trang 107, ta có HB < 350 (đối với răng thẳng khôngvát đầu răng).

Bộ truyền bánh răng làm việc đủ điều kiện bền uốn

●Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại trên răng phải thỏa mãn:

(Theo 6.48[I] và 6.49[I]- Trang 110)

Trong đó là hệ số quá tải:

Vậy ta có:

σ Hmax =482,51

√

σ F1 max =σ F 1 K qt= 91,85 1,4 = 128,59(MPa)

σ F2max =σ F 2 K qt= 86,76 1,4 = 121,46 (MPa)

Vậy σ Hmax=570,91(MPa)≤ 1624(MPa)=

[

]

σ F1max=128,59(MPa) ≤ 464(MPa)=

[

]

σ F2max=121,46(MPa) ≤ 464(MPa)=

[

]

Bộ truyền bánh răng làm việc an toàn khi quá tải lúc mở máy

 Các thông số và kích thước bộ truyền:

Với = 1,46 (m/s) < 5 (m/s) dùng đồng thanh không thiếc và đồng thau để chế tạo

HRC, ren thân khai sau khi cắt ren được mài

b Tính các ứng suất cho phép :

+ ứng suất tiếp xúc cho phép [H]:

Tra bảng 7.1[I]-trang 146, với bánh vít bằng 10-4-4 dùng khuôn kim loại

hoặc đúc li tâm : b = 600 (MPa),

+ ứng suất uốn cho phép [F]:

ứng suất uốn cho phép được xác định theo 7.6[I]-trang 148:

[F]= [Fo].KFL

Đối với bộ truyền làm việc một chiều thì ứng suất uốn cho phép ứng với số chu

kì cơ sở N = 106 được tính theo công thức 7.7[I]- trang 149:

[Fo] = 0,25.b + 0,08.ch = 0,25.600 + 0,08.200 = 166 (MPa)

trong đó NFE tính theo công thức 7.10[I]-trang 149:

94838,33.0,512 =66,2 (m/s) chọn tiêu chuẩn: aw = 68 (mm).

Tính môđun : m= 2.a w

q+Z2 = 2.6812+25=3,6 (mm)

Tra bảng 7.3[I]-trang150, ta chọn môđun tiêu chuẩn : m = 3 (mm)

d Tính kiểm nghiệm

●Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít phải thoả mãn:

Trong đó: Z2, q, aw, T2 đã biết, ta tính [ ] và KH:

*Vận tốc trượt thực tính theo công thức 7.20[I]-trang151 :

Với dw1: đường kính vũng lăn trục vít:

Với là góc ma sát được tra trong bảng [7.4] trang 152 theo trị số vận tốc trượt vs

Với vật liệu vành bánh vít nhom I và Độ rắn mặt ren trục vít HRC

●Kiểm nghiệm độ bền uốn:

Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh vít phải thoả mãn điều kiện:

⇒ σF =13.05( MPa)

Vì σ F =13,05(MPa) <[F] = [Fo] KFL = 107,9 (MPa) Bộ truyền làm việc đảm bảo

độ bền uốn

● Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải:

Ứng xuất tiếp xúc cực đại Hmax và ứng xuất uốn cực đại Fmax trên răng bánh vít phải thoả mãn: Hmax = H [Hmax]

Fmax = F [Fmax] Với = =1,4 : Hệ số quá tải Hmax = 160,44 = 189,82 (MPa) < 400 (MPa) = [Hmax]

Fmax = 13,05.1,4 = 18,27 (MPa) < 160 (MPa) = [Fmax]

Vậy bộ truyền trục vít - bánh vít làm việc an toàn khi quá tải lúc mở máy

e Các thông số hình học bộ truyền trục vít – bánh vít : (Dựa vào bảng 7.9)

giảm tốc, nhiệt độ td của dầu trong hộp giảm tốc phải thỏa mãn điều kiện

-

η = 0,81 - hiệu suất bộ truyền, xác định theo [7.22]

P1 = PII = 4,256 (Mpa) - công suất trên trục vít

- hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuống bệ máy, chọn

- hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian do làm việc ngắtquãng hoặc do tảitrọng làm việc giảm so với tải trọng danh nghĩa P1

Vậy t d =62,79C < thỏa mãn điều => làm nguội tự nhiên

=> Diện tích toả nhiệt cần thiết A của vỏ hộp cần thiết kế :

Để đảm bảo tính thống nhất hóa vật liệu trong sản xuất ta chọn vật liệu chế tạo trục làthép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240 có:

+ lij là chiều dài của đoạn trục j trên trục thứ i (i=1;2;3)

+ lmik là chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ k trên trục thứ i

- Tra bảng 10.3[I]-trang 189, ta chọn khoảng cách các khe hở:

k1=12(mm) ; k2=10 (mm); k3=16 (mm); hn=18 (mm)

HÌNH 1: SƠ ĐỒ TÍNH KHOẢNG CÁCH TRÊN TRỤC I

 Xác định chiều dài các đoạn trục trên trục II:

HÌNH 2: Sơ đồ tính khoảng cách trên trục II

lm22 = (1,2 1,5).d2 = (1,2 1,5).25 = 30 37,5 (mm) chọn lm22 = 35 (mm)

l22 = l13 = 45,5 (mm)

l21=(0,9 1).daM2=(0,9 1).325 = 292 325 (mm) Chọn l21= 325 (mm)

l23= l21= 325 = 162,5 (mm).

 Xác định chiều dài các đoạn trục trên trục III:

HìNH 3: SƠ ĐỒ TÍNH KHOẢNG CÁCH TRÊN TRỤC III

Hình 4: SƠ ĐỒ LỰC HỘP GIẢM TỐC

3.1.4 Tính chính xác trục theo hệ số an toàn:

3.1.4.1 Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền trục I:

a.Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục :

Theo công thức 10.17/trang 194 :

 Chú ý : Do đường kính trục quá lớn gần bằng đường kính vòng chân của bánh răng vì vậy không thể khoét lỗ để lắp với trục được do vậy sẽ thiết kế bánh răngliền với trục với dc= 30mm

c Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :

Kiểm nghiệm mỏi tại tiết diện có mặt cắt nguy hiểm – Tại C

MxC = 6296,75 (Nmm) ; MyC = 20399,69 (Nmm)

* Đối với trục quay σm = 0

Theo công thức (10.22) : σa = σmaxC = MC/WC

+ Kx: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt

Với σ b= 750 (MPa) và phương pháp tiện và độ nhẵn bề mặt Ra = 2,5 0,63

Áp dụng phương pháp nội suy:

σ b= 600 (MPa); Kx = 1,06

σ b= 800 (MPa); Kx = 1,1

=> σ b= 750 (MPa); Kx = 1,09

+ Ky: hệ số tăng bền bề mặt trục.

Chọn Ky = 1 không tăng bền bề mặt trục

+ Theo bảng (10.11/trang 198),với kiểu lắp k6 và σb = 750 (MPa) có :

Phương pháp nội suy:

Thay vào công thức (10.25) : K σ d=(2,345+1,09-1)/1 = 2,435

Thay các số liệu vừa tìm được vào công thức (10.20):

S σ= σ−1

K σ d σ ac +Ψ σ σ m= 327

2,435.8,05+0,1.0=16,68

 : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại C:

Theo công thức (10.21/trang 195):

Với :

* τ-1 giới hạn mỏi xoắn ứng với chu kì đối xứng

τ−1≈ 0,58 σ−1=0,58.327=189,66(MPa)

+WoC moment cản xoắn tại tiết diên C

Theo bảng (10.11), với kiểu lắp k6 và σb = 750 (MPa) có:

Phương pháp nội suy:

Trong khi đó, Thép 45 : σb = 750 (MPa) ; σch = 450 (MPa)

[σ]=0,8 σ ch = 0,8 450= 360 (MPa) Theo công thức (10.30) : Vậy σtd = 8,78 (MPa) < [σ] = 360 (MPa)

Kết luận: trục đạt yêu cầu về độ bền tĩnh

3.1.4.2.Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền trục II :

a.Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục :

Các thông số trục II :

* Biểu đồ momen trục II:

c Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :

Kiểm nghiệm mỏi tại tiết diện có mặt cắt nguy hiểm – Tại C

MxC = 21750,625 (Nmm) ; MyC ¿ 82600,375 (Nmm)

; d2C = 45 (mm)

Trong đó :

: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại C

Theo công thức (10.20/trang 195):

Với:

* σ-1 :giới hạn mỏi uốn ứng với chu kì đối xứng

Thép Cacbon 45 có σb = 750 (MPa)

σ-1 = 0,436.σb = 0,436 750 = 327 (MPa)

* Đối với trục quay σm = 0

*Theo công thức (10.22/trang 196) : σa = σmaxC = MC/WC Theo (10.15/trang 194)

M C=

√

√

* WC moment cản uốn tại C

Theo bảng (10.6/trang 209):

Đưa vào công thức 10.22/trang 196 : σ a= 85416,1088941,64 =9,55(MPa)

* = 0,1: hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình, tra bảng 10.7/trang

197 :

Với :

+ Kx: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt

Với σ b= 750 (MPa) và phương pháp tiện và độ nhẵn bề mặt Ra = 2,5 0,63

Áp dụng phương pháp nội suy:

+ Theo bảng (10.11/trang 198),với kiểu lắp k6 và σb = 750 (MPa) có :

Phương pháp nội suy:

Thay vào công thức (10.25) : K σ d=(2,345+1,09-1)/1 = 2,435

Thay các số liệu vừa tìm được vào công thức10.20/trang 195:

S σ= σ−1

K σ d .σ a +Ψ σ .σ m=2,435.9 55+0,1.0327 =14

 : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng tiếp tại C:

Theo công thức (10.21/trang 195):

+WoC moment cản xoắn tại tiết diện C:

Theo bảng (10.11), với kiểu lắp k6 và σb = 750 (MPa) có:

Phương pháp nội suy:

σ b= 700 (MPa);

=> σb = 750 (MPa);

K τ d=(1,805+1,09-1)/1 = 1,895Thay các giá trị vào (10.20/trang 195)

Mà [σ]=0,8.σch=0,8.450=360 (MPa)

Vậy σtd = 3,17 (MPa) ≤ [σ] = 360 (MPa)

Kết luận: trục đạt yêu cầu về độ bền tĩnh

3.1.4.3 Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền trục III:

a Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục: Các thông số trục III

l32 = 82,5 mm l33 = 267 mm l31 = 165 mm

 Lực tác dụng lên bánh răng 4:

Dt: là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt

Do d3 = 60 (mm) → Tra bảng 16.10a/trang 68(Sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2) =>Dt = 160

Theo công thức 10.16/trang 194

c Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :

Kiểm nghiệm mỏi tại tiết diện có mặt cắt nguy hiểm – Tại B

MxB = 138281,55 (Nmm) ; MyB = 359184,3 (Nmm)

d3B = 65 (mm)

Trong đó :

Theo công thức (10.20/trang 195):

Với: