Bảng Chi Tiết Máy Tính Toán Động Học.docx

Đồ án CHI TIẾT MÁY Lời nói đầu Đồ án môn học chi tiết máy với nội dung thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí,cụ thể ở đây là thiết kế hệ thống dẫn động băng tải,với hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng[.]

Lời nói đầu

Đồ án môn học chi tiết máy với nội dung thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí,cụ thể ở đây là thiết kế hệ thống dẫn động băng tải,với hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng thẳng với yêu cầu về vận tốc, lực cũng như các đặc trưng khác

Đồ án môn học chi tiết máy với bước đầu làm quen với công việc tính toán ,thiết kế các chi tiết máy trong lĩnh vực cơ khí nhằm nâng cao kỹ năng tính toán,hiểu sâu hơn về kiến thức đã học

Nội dung công việc thực hiện là:

Tính toán chọn động cơ cho hệ dẫn động băng tải

Tính toán bộ truyền trong và bộ truyền ngoài

Thiết kế trục và chọn ổ lăn

Tính toán vỏ hộp và các chi tiết khác

Tính toán bôi trơn

Đồ án môn học chi tiết máy là một tài liệu dùng để chế tạo các hệ thống dẫn động cơ khí,nhưng đây không phải là phương án tối ưu nhất trong thiết kế

hệ thống dẫn động băng tải do những hạn chế về hiểu biết và kinh nghiệm thực tế

1 Tính toán động học

1.1 Chọn động cơ

Công xuất yêu cầu của động cơ:

Công xuất danh nghĩa:

Công xuất tính toán trên trục máy công tác là:

Pct = Pdn  = 2,38.1 = 2,38 kW

Ta tra bảng 2.3 có hiệu xuất của các chi tiết:

1 Hiệu suất bộ truyền đai thang:  = 0, 95d

2 Hiệu xuất bánh răng trụ răng nghiêng: br =0,97 (bộ bánhrăng sử dụng trong hộp số nên được che kín bôi trơn đầy đủ)

3 Hiệu suất của khớp nối đàn hồi: kn =1

4 Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn: OL = 0,99 (ta có 3 cặp ổ lăn)Hiệu suất truyền động:

 =    d .br OL3 . kn =0,95.0,97.0,993.1.1=0,89Công xuất yêu cầu của động cơ:



(v/ph)Căn cứ vào bảng 2.4 ta chọn sơ bộ tỷ số truyền của các bộ truyền như sau:

- Của bộ truyền đai thang là: ud = 4

- Của bộ truyền bánh răng trụ: ubr = 5

Ta có tỷ số truyền sơ bộ của hệ dẫn động là: u = ud ubr = 4.5=20

Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ là:

nsb= 70,7 x 20 = 1414 (v/ph)Chọn số vòng quay động bộ của động cơ là ndb = 1500 (v/ph) động cơ có

2 cặp cực 2P = 4

Tra bảng P1.1 ta chọn được động cơ như sau:

Kiểu động cơ: K112 M4Công xuất: Pdc = 3,0 kWVận tốc quay: ndb = 1445 v/phKhối lượng: = 41 kg

1.2 Phân phối tỷ số truyền

Trên cơ sở số vòng quay thực của động cơ đã chọn và số vòng quay yêu cầu trên trục công tác tính lại tỉ số truyền chung, phân phối cho bộ truyền ngoài và bộ truyền trong

Ta có tỷ số truyền chung của hệ là:

u = ud.ubr=

1445

20,4470,7

db lv

n

Theo bảng 2.4 ta chọn tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng là: ubr= 5

Từ đó suy ra tỷ số truyền của bộ truyền đai thang là:

ud =

20,44

4,095

br

u

1.3 Tính các thông số trên các trục

Công xuất trên các trục

Công xuất trên trục công tác:

2.1 Chọn loại đai và tiết diện

Ta chọn loại đai thang thường có: 1, 4

t b

Với công xuất cần truyền là: P1= 2,66 kW và n1= ndc= 1445 v/ph nên căn

cứ vào đồ thị 4.1 trang 50 tập I ta chọn tiết diện đai A

710

3,96 (1 ) 180(1 0, 003)

Số vòng chạy của đai trong 1s là:

13,6

4,86 2,8

Ta có khoảng cách trục chính xác được tính theo công thức:

d

P K Z



Trong đó:

P – Công xuất trên trục bánh chủ động: P = 2,66 kW

[P0] – Công xuất cho phép: Tra bảng 4.19 trang 62 tập I theo tiết diện đai

A, d1 = 180 (mm) và v = 13,6 (m/s), ta được:

Kd – Hệ số tải động, tra bảng 4.7 trang 55 tập I ta được Kd = 1,1

C- Hệ số ảnh hưởng góc ôm, ta có  133,520 vậy   120 150  nên ta trabảng 4.15 trang 61 tập I được: C= 0,86

CL – Hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai Tra bảng 4.16 trang 61 tập I có:

Với 0

2800

1, 65 1700

 0

0,74 3,37.0,86.1,1.1,14.1

d

P K Z

Góc chêm của mỗi rãnh đai:  380

Đường kính ngoài của bánh đai:

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

Lực căng ban đầu:

d 0

Bộ truyền định kỳ điều chỉnh lực căng nên: F v q v m 2

Với qm khối lượng 1m đai, tra bảng 4.22 trang 64 tập I cho tiết diện đai Acó: qm = 0,105(kg/m)

Suy ra: F vq v m 2 0,105.13.62 19, 42( )N

Vậy:

d 0

2.7 Tổng hợp thông số bộ truyền đai

5 21000( )

 Chế độ nhiệt luyện: Thường hóa

0 lim

Y Y K K S

HE FO m FL

FE

N K

N N K

NHE1>NHO1 suy ra lấy: NHE1=NHO1 suy ra: KHL1=1

NHE2>NHO2 suy ra lấy: NHE2=NHO2 suy ra: KHL2=1

NFE1>NFO1 suy ra lấy: NFE1= NFO1 suy ra: KFL1=1

NFE2>NFO2 suy ra lấy: NFE2= NFO2 suy ra: KFL2=1

1 0 lim 2

2 0 lim1

1 0 lim2

2

490 1.1 445.5( ) 1,1

470

1,1 378 1.1 343, 6( ) 1,1

.( 1)

.

H a

H - Ứng suất tiếp xúc cho phép: H = 436,4 (MPa)

436,4 5.0,3

H a

3.4.2 Xác định số răng

Chọn sơ bộ  10o  cos =0,9848

Ta có:

w 1

2 os 2.160.0,9848

21,01 m.(u+1) 2,5.(5 1)

2 1

105 5

 V=0,97(m/s)

Nội suy tuyến tính ta được:

0,98 1

H

F

K K

Hv

Fv

K K

3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

3.6.1 Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc

1 2

ZH – Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:

0 0 w

1, 74 sin(2 ) sin(2.20, 29 )

b H

c Z Z

2 2

da2 271,66(mm)Đường kính đáy răng df1 47,08(mm)

4 Thiết kế trục, chọn ổ, then, khớp nối

T d

I

II

MPa MPa

3 sbII

mm mm

Chọn trục nối là nối trục đàn vòng hồi

Mô men cần nối là: TII = 324 147 (Nmm)

500 45 170 95 175 110 90 130 8 3600 5 42 30 28 32Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi:

0, 2 0, 2.4987,5 998( )

t o

0, 2 0, 2.3087,5 810,5( )

t o

-Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

 3

Vậy ta chọn loại khớp nối này với các thông số:

Mômen xoắn lớn nhất có thể truyền được cf

kn

Đường kính lớn nhất có thể của trục nối cf

kn d

Tra bảng 10.3/189/I ta chọn

1 2 3

l12 là khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ 2 trên trục thứ I

l11 là khoảng cách giữa gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ I

lc12 là khoảng công xôn trên trục thứ I tính từ chi tiết thứ 2 ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ

lm12: là chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ 2 trên trục thứ I

lm13: là chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ 3 trên trục thứ I

lm22: là chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ 2 trên trục thứ II

lm23: là chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ 3 trên trục thứ II

k1: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp

k2: khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp

k3: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

hn: chiều cao lắp ổ và đầu bulông Tất cả các thông số trên đều được xác định thông qua các công thức và bảng biểu trong mục 10.2.3 trang 189 tập I

4.3.2 Các lực tác dụng lên trục

Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên các trục:

F

F

F F

a2

r2

t2 a1

r1

F k

F x4

0 2534,3.47

1267, 2( ) 94

t y

0 2

53,33

94 887,7( )

Vậy ta đã có tất cả các lực tác dụng lên trục I  ta tiến hành vẽ biểu

đồ mô men tác dụng lên trục I của hộp giảm tốc

0 2534,3 56,1 810,5 1780( )

132 439,2( )

0

952 439,2 1391,2( )

x

x II

X Y Z

M , M y j: Mô men uốn tại mặt cắt j

t j

M d

Căn cứ vào chỉ số vừa tính và các tiểu chuẩn về lắp ghép với ổ lăn, khớp

nối, bánh răng trong tài liệu trang 195 tập I ta chọn các đoạn trục với các kích

4.3.4 Kiểm nghiệm về độ bền mỏi của trục

Ta chỉ cần kiểm nghiệm trục với trục I

Trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi khi hệ số an toàn các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện:

 

j j j

Và để đảm bảo đủ bền cho phép hợp lý thì smin  2 2,5 với cho phép sailệch 1 lượng chấp nhận được nên có thể lấy: smin 1,8 2,8

Trong đó:

 s : Hệ số an toàn cho phép, giá trị  s 1,5 2,5.

j

s và sj: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ

xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j

Ta có:

1 aj 1 aj

Sử dụng các công thức trang 196 tập I ta co:

- Giới hạn mỏi uốn ứng với chu kì đối xứng:

2 2 yj

32

j j

j j

j

j

b t d t d

.16

j d

j j

j

b t d t d

C

C

b t

b t d t d

b t d t d

K K K K

K : Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào

phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, tra bảng 10.8 trang 197 tập I Các

trục gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt :

R a 2,5 0,63m K x 1,06

y

K : Hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề

mặt, cơ tính vật liệu Không tăng bền bề mặt nênK  y 1.

K và K: Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, tra

bảng 10.12 trang 199 tập I,dùng dao phay ngón, với  b 750MPa nên

C 22 2,14 2,03

Thay các giá trị vừa tính vào công thức tính sj và sj ta có:

1 aB

327

4,62 2,09.33,9 0,1.0

B

s K

189,7

5,1 1,68.21,52 0,05.21,52

B

s K

327

1,7 2,14.89,87 0,1.0

C

s K

189,7

5,01 2,03.18,22 0,05.18,22

C

s K

B B B

s s s

C C C

s s s

s s   không thỏa mãn điều kiện bền

 Vậy ta sẽ chọn lại đường kính trục khác để tăng bền cho trục I Căn cứ vào

các số liệu đã tính toán và các quy ước ta chọn kích thước mới của trục I như

sau :

Các thông số của tiết diện B hoàn toàn không thay đổi nên ta chỉ cần tính

toán với tiết diện C

Các thông số mới trên tiết diện B do sự thay đổi đường kính dẫn đến :

b t d t d

b t d t d

Và tra bảng 10.10 trang 198 tạp I theo đường kính ta có

Tiết diện C( )

Vậy smin=2,16 thỏa mãn điều kiện bền

4.4 Kiểm nghiệm then

 ,  : Ứng suất dập và ứng suât cắt tính toán, MPa.c

T : momen xoắn trên trục,Nmm.

d : ứng suất dập cho phép, d 100 MPa

  : ứng suất cắt cho phép, c   c  20 30 MPa t

I d

I c

Từ trên ta thấy không đảm bảo bền cho then tại vị trí nắp bánh đai về độ

bền cắt Qua cân nhắc mọi phương án nhận thấy phương án nâng số then lên

là 2 then tạo với nhau 1 góc là 1800 tại tiết diện lắp đai thang là hợp lý và khả

thi nhất

Tính toán lại:

1 1

2.0,75 2.0,75.67577

70,4( ) 100( ) 18.32.(6 3,5)

2.0,75 2.0,75.67577

29,25( ) 30( ) 18.32.6

Tại trục I ta chọn được loại then sau:

Tiết diện đk trục(mm) b(mm) h(mm) t1(mm) t2(mm) Số then

II d

II c

Tại trục II ta chọn được loại then sau:

Tiết diện đk trục(mm) b(mm) h(mm) t1(mm) t2(mm) Số then

4.5 Tính chọn ổ lăn

4.5.1 Chọn ổ lăn cho trục I

Với đường kính ngõng trục d = 20mm và kết cấu trục như hình vẽ nên ta

chọn sơ bộ ổ bi cỡ trung 1 dãy tra bảng P2.12 trang 264 tập I ta có ổ: kí hiệu

46304, đường kính trong d = 20 mm và đường kính ngoài D = 52 mm,

1 2

572,4 453 119,4( )484,7 453 937,7( )

484,7( )937,7( )

Kiểm nghiệmkhả năng tải động ổ:

Tải trọng động qui ước Q đối với ổ bi đỡ được xác định theo công thức sau:

QX V F r Y F k K a .t d; trong đó:

a

F là tải trọng dọc trục kN

r

F là tai trọng hướng tâm kN

V là hệ số kể đến vòng nào quay,vòng trong quay nên V=1

1 1

0,487

0,372 1.1,31

0,451,46

X Y

1

( ) (0,45.1.1310 1,46.484,7).1.11297( )

Từ tra theo bảng 11.4(tr 216-I) ta có:

2 2

0,451,46

X Y

2

( ) (0,45.1.1547 1,46.937,7).1.12065( )

Ta có Q2>Q1 nên ta chỉ cẩn kiểm nghiệm với Q2

Tuổi thọ tính bằng triệu vòng của ổ lăn:

==>Vậy thỏa mãn độ bền động của ổ lăn

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

0,50,37

X Y

0,50,37

X Y

0,5.1,31 0,37.0,4847 0,834 1,31 0,5.1,547 0,37.0,9377 1,12 1,547

4.5.2 Chọn loại ổ lăn cho trục II

Với đường kính ngõng trục d = 35 mm và kết cấu trục như hình vẽ nên tachọn sơ bộ ổ bi đỡ chặn cỡ trung 1 dãy tra bảng P2.12 trang 264 tập I ta có ổ:

kí hiệu 46307, đường kính trong d = 35 mm và đường kính ngoài D = 80 mm,

132,6 453 585,6( )447,7 453 5,3( )

585,6( )132,6( )

Kiểm nghiệmkhả năng tải động ổ:

Tải trọng động qui ước Q đối với ổ bi đỡ được xác định theo công thức sau:

QX V F r Y F k K a .t d; trong đó:

Fy4=56,1N Fx4=439,2N

Fx3=1391,2N

X Y

Fat=453N

F là tải trọng dọc trục kN

r

F là tai trọng hướng tâm kN

V là hệ số kể đến vòng nào quay,vòng trong quay nên V=1

3 3

0,585

0,26 1.2,259

10

X Y

3

( ) (1.1.2259 0.585,8).1.12259( )

0,132

0,298 1.0,442

10

X Y

4

( ) (1.1.442 0.132,6).1.1442( )

Ta có Q3>Q4 nên ta chỉ cẩn kiểm nghiệm với Q3

Tuổi thọ tính bằng triệu vòng của ổ lăn:

với m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn với ổ bi thì m=3

==>Vậy thỏa mãn độ bền động của ổ lăn

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

0,50,37

X Y

0,50,37

X Y

0,5.2,259 0,37.0,585 1,35 2,259 0,5.0,442 0,37.0,132 0,27 0,442

Thỏa mãn điều kiện bền

5 Tính kết cấu cho vỏ hộp và các chi tiết

Các kích thước cơ bản của vỏ hộp được tra từ bảng 18.1 trang 85 tập II:

Chiều dày :

Thân hộp 

 = 0,03*atv +3 = 0,03*160 + 3 = 7,8(mm)

 Ta chọn  = 8 (mm) Nắp hộp 1 1 = 0,9* = 0,9*8 = 7.2 (mm)

 Ta chọn 1=7(mm)Gân tăng cứng :

Chiều dày e e = (0,8  1)* = (0,8  1)*8

= (6,4  8)(mm)

Ta chọn e = 8 (mm)Chiều cao h h<58

Độ dốc : Khoảng 20 Đường kính:

Bulông nền : d1 d1 > 0,04*a + 10 = 0,04*160 + 10 = 16,4

Chọn bulông M18=> d1 = 18mm Bulông cạnh ổ :d2 d2 = (0,7  0,8)*d1 = (0,7  0,8)*18

= (12,6  14,4)

 Chọn bulông M14=> d2 =14mmBulông ghép nắp bích và

thân, d3

d3 = (0,8  0,9)*d2 = (0,8  0,9)*14

= (11,2  12,6)mm

Chọn bulông M12=> d3 =12mmVít ghép nắp ổ d4 d4 = (0,6  0,7)*d2= (0,60,7)*14

= (8,4  9,8) mm

Chọn bulông M10=> d4 =10mm

Vít ghép nắp cửa thăm d5 d5 = (0,5  0,6)*d2 =(0,5 

0,6)*14=(78,4)

Chọn bulông M8=> d5 =8mmMặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp S3 S3 = (1,4  1,8)*d3 = (1,4  1,8)*12

= (16,8  21,6)mm

Ta chọn S3 = 20 (mm)Chiều dày bích nắp hộp S4 S4 = (0,9  1)*S3 = (0,9  1)*20

= (18 20)mm

Ta chọn S4 = 18 (mm)

Bề rộng bích nắp và thân, K3 K3 = K2 - (3  5) = 45 - (3  5)

Ta chọn K3 = 42 (mm)Kích thước gối trục:

Đường kính ngoài và tâm lỗ

Ta chọn K2 =45mmTâm lỗ bu lông cạnh ổ:E2 ,c E2 = 1,6*d2 = 1,6*14 = 22,4 (mm)

c  D3/2k: khoảng cách từ tâm bulông

đến mép lỗ

k  1,2*d2 = 1,2*14 = 16,8 (mm)

 ta chọn k = 20 (mm)h: chiều cao Xác định theo kết cấu phụ thuộc tâm lỗ

bulông và kích thước mặt tựaMặt đế hộp:

Chiều dày khi không có phần

lồi S1

S1 = (1,31,5)*d1 = (1,3  1,5)*18

= (23,427)

Ta chọn S1 = 25(mm)

đáy hộp

1  (3  5)* = (3  5)*8 = (24  40)

Ta chọn 1 = 45 (mm)Giữa 2 mặt bên Bánh Răng 2  

Tra bảng ta có các loại bulong và vít với các kích thước:

d2 14 21 23,9 9 21 23,9 11,5

Một số kết cấu liên quan đến cấu tạo vỏ hộp:

- Bulông vòng hoặc vòng móc (tra bảng 18.3 hình a) với trọng lượng hộp giảm tốc khoảng 100kg Chốt định vị (tra bảng 18-4a)

- Cửa thăm (tra bảng 18-5)

- Nút thông hơi (tra bảng 18-6)

- Kiểm tra mức dầu (tra bảng 18-9 và hình 18-11d)

- Nắp ổ (tra trang 87 tập II) ta có:

Của ổ lăn trên trục I: với số vít là 4 chiếc

D3 = D + 4,4d4 =52 + 4,4.10 = 96(mm)  ta chọn D3 = 100(mm)Của ổ lăn trên trục II: với số vít là 6 chiếc

D3 = D + 4,4d4 =80 + 4,4.10 = 124(mm)  ta chọn D3 = 135(mm)

5.2 Bôi trơn hộp giảm tốc

Chọn phương án bôi trơn:

Vận tốc vòng của đỉnh răng bánh răng lớn là :

v = (0,271*3.14*70,7)/60 1(m/s)

Ta chọn hình thức bôi trơn ngâm dầu.

Với mức dầu ngập cao nhất đến 1/6 bán kính bánh răng lớn, và mức dầu thấp nhất ngập chân răng

5.3 Bôi trơn ổ lăn

- Tốc độ ổ lăn của trục I là:

353,3.0,02.3,14

0,37( / ) 60

 Ổ lăn trên trục I sẽ dùng bôi trơn nhờ mỡ

- Tốc độ ở lăn trên trục II:

70, 7.0,035.3,14

0,13( / ) 60

 Ổ lăn trên trục II cũng sử dụng bôi trơn bằng mỡ

5.4 Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp

Ưu tiên sử dụng hệ thống lỗ để tiết kiệm được chi phí gia công do giảm

số lượng dụng cụ cắt và dụng cụ kiểm tra khi gia công lỗ

Kiểu lắp phối hợp trên bản vẽ lắp nắp ổ lăn lên vỏ H7/d11 ,lấp bạc chặn giữa bánh răng và ổ lăn F8/k6 :lắp bánh răng trên trục H7/k6

Để thuận tiện khi lắp ổ lăn ta chọn kiểu lắp ổ lăn lên trục k6 ,kiểu lắp ổ lăn lên vỏ hộp H7,cho cả ba cặp ổ

Sai lệch giới hạn của kích thước then theo chiều rộng b-h9

Sai lệch giới hạn của rãnh then trên trục ,ghép có độ hở -H9

- Để lắp ghép vòng trong lên trục và vòng ngoài lên vỏ người ta sử các miền dung sai tiêu chuẩn của trục và lỗ theo TCVN 2245-7 phối hợp với các miền dung sai của các vòng ổ

Trục Vị trí lắp Kiểu lắp Sai lệch

giới hạn bao

Sai lệch giới hạn