bài thuyết minh đồ án CTM doc

LỜI NÓI ĐẦU Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là một trong những kỹ năng cơ sở của sinh viên ngành kỹ thuật.Tuy đã được học qua các môn như : kỹ thuật đo,kỹthuật gia công cơ khí, ngu

TRƯỜNG ĐẠI HỌC MỎ - ĐỊA CHẤT HÀ NỘI

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là một trong những kỹ năng cơ sở của sinh viên ngành kỹ thuật.Tuy đã được học qua các môn như : kỹ thuật đo,kỹthuật gia công cơ khí, nguyên lý máy…nhưng phải đến đồ án này sinh viên mới

có cái nhìn toàn diện về thiết kế máy Bên cạnh đó , đồ án dúp sinh củng cố kiến thức đã được học cũng như hoàn thiện các kỹ năng làm việc cơ bản ngay từkhi còn ngồi trên ghế nhà trường

Là một sinh viên ngành Thiết bị dầu khí và công trình việc nắm bắt được các nguyên lý hoạt động của máy là một nhiệm vụ hết sức quan trọng Do đó việc thiết kế đồ án chi tiết máy bồi dưỡng thêm cho sinh viên chúng em những kiến thức khoa học kỹ thuật ngoài thực tế, sự hiểu biết về máy móc cũng như các kiến thức chuyên môn khác…Vì vậy đồ án này có những ứng dụng hết sức quan trọng đến chuyên ngành cơ khí và máy và sau này khi ra trường làm việc Lần đầu tiên bắt tay vào một công việc mới mẻ , một lĩnh vực hoàn toàn khác, đó là vận dụng của lý thuyết vào thực tế ở một mức độ nào đó Trong quátrình thiết kế , có những lúc tra cứu tài liệu không thực sự chuẩn xác vì vậy không tránh khỏi những sai xót

Trong đồ án này em xin trình bày một đồ án có nội dung như sau:

- Tính toán chung

- Thiết kế bộ truyền đai theo yêu cầu

- Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng của hộ giảm tốc

- Tính toán trục và các kích thước của hộp giảm tốc

- Bôi trơn và các chi tiết khác

Các số liệu ,hình vẽ được tra và vẽ từ Giáo trình hướng dẫn thiết kế chi

tiết máy- T.S Phạm Tuấn và một số tài liệu khác của khoá trước.

Em xin chân thành cảm ơn thầy hướng dẫn T.S Phạm Tuấn của bộ

môn Kỹ thuật cơ khí đã giúp đỡ em trong quá trình làm đồ án này.

Sinh viên

Trần văn Đán

MỤC LỤC

TRỘN.

1.1 Khái niệm…………6

1.2 Kết cấu hệ thống thùng trộn………….6

1.3 Ứng dụng 6

PHẦN 2:TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 2.1 Tính chọn động cơ………… 7

2.1.1Phân phôí tỷ số truyền………… 8

2.1.11 Chọn tỷ số truyền sơ bộ………8

2.1.12 Chọn động cơ………8

2.1.13 Các thông số kỹ thuật ……… 8

2.1.14 Phân phối lại tỷ số truyền………8

2.1.15 Tính công suất tên các trục……… 9

2.1.16 Tính số vòng quay trên mỗi trục……… 9

2.1.17 Tính mô men xoắn trên các trục, động cơ……… 10

2.1.18 Bảng số liệu……… 10

PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 3.1Thiết kế bộ truyền ngoài(thiết kế bộ truyền đai dẹt)……… 11

3.1.1 Chọn loại đai……… 11

3.1.2 Xác định đường kính bánh đai……… 11

3.1.3 Định khoảng cách trục (A) và chiều dài (L)……… 12

3.1.4 Kiểm nghiệm góc ôm trên bánh nhỏ, α1 >150̊ ………13

3.1.5 Xác định tiết diện dây đai……….13

3.1.6 Định chiều rộng bánh đai ……… 14

3.1.7 Tính lực căng và lực tác dụng lên trục……… 14

3.2.Thiết kế bộ truyền trong(bánh răng trụ răng nghiêng)……14

3.2.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm……….14

3.2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm……….21

PHẦN IV:THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN 4.1 Chọn vật liệu……….28

4.2 Tính sơ bộ trục……… 28

4.3 Tính gần đúng trục………29

4.3.1 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực……… 29

4.3.2 Tính chiều dài các đoạn trục……… 31

4.3.3 Xác định mô men Mud, Mun, Mx, trên các trục để tìm các mặt cắt nguy hiểm……… 31

4.3.3.1 Trục I……… 31

4.3.3.2 Trục II……….37

4.3.3.3 Trục III………41

4.4 Tính then………….44

4.4.1 Ta kiểm nghiệm độ bền của then trên trục I……… 44

4.4.2 Ta kiểm nghiệm độ bền của then trên trục II……….45

4.4.3 Ta kiểm nghiệm độ bền của then trên trục III………45

PHẦN V: TÍNH CHỌN Ổ LĂN

5.1 Chọn loại ổ………46

5.2 Tính chọn ổ theo độ bền lâu………46

5.2.1 Tính chọn ổ trên trục nối với động cơ……….47

5.2.2.Tính chọn ổ trên trục trung gian……… 48

5.2.3.Tính chọn ổ trên trục III……… 50

PHẦN VI:THIẾT KẾ KẾT CẤU CÁC CHI TIẾT 6.1 Kết cấu bộ truyền trong hộp giảm tốc……….51

6.1.1 Kết cấu bánh răng ……… 51

6.1.2 Kết cấu trục……….52

6.1.3 Kết cấu vỏ hộp giảm tốc……….52

6.2 Kết cấu chi tiết khác……… 54

PHẦN VII:BÔI TRƠN – DUNG SAI LẮP GHEP 7.1 Bôi trơn……… 54

7.1.1Bôi trơn trong hộp giảm tốc………54

7.1.2 Bôi trơn ổ lăn……… 55

7.2 Dung sai lắp ghép……… 55

Ngày này hệ thống thùng trộn được sử dụng trong rất nhiều lĩnh vực đặc biệt

là trong các ngành công nghiệp xây dựng, hoá thực phẩm…

1.2 Kết cấu hệ thống thùng trộn.

Hệ thống thùng trộn có rất nhiều loại và đa dạng tuỳ theo mục đích sử dụng sẽ có hệ thống tương ứng,thích hợp.Nhìn chung hệ thống được hình thành

từ 3 thành phần cơ bản sau:

chỉ tiêu kỹ thuật và yêu cầu thiết bị

Trong những ngành sử dụng thùng trộn với quy mô và công suất lớn người ta thường kết hợp với băng tải và các thiết bị vận chuyển khác nhằm nâng cao năng suất làm việc mang lại hiệu quả kinh tế cao

1.3 Ứng dụng.

Trong một số lĩnh vực điển hình như:

khoáng

hỗn hợp hoá chất

và thức ăn gia súc

Một số ưu điểm khi sử dụng thùng trộn:

PHẦN 2:TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN.

Trong đó : Ndc là công suất của động cơ

Ntt là công suất thay thế

c là hiệu suất chung toàn trạm

* Tính c ?

Bằng việc tra bảng 2.1 trang 11 GTHD thiết kế chi tiết máy-Phạm

Tuấn ta có:

c = d k ( ol)4.( br)2 = 0,95.0,99.0,994.0.972 = 0,85

Trong đó : d là hiệu suất của đai

k là hiệu suất của khớp

ol là hiệu suất của ổ lăn

br là hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ

M2 = 0,5 M1 , do đó ta suy ra được: M1 = M2 / 0,5 => N1 = N2 / 0,5.

Sau khi chọn xong ta tính được : isb = id ih = 3 20 = 60

Vận tốc sơ bộ của động cơ : Vsb = isb n = 16 60 = 960 (vòng /phút)

2.1.12 Chọn động cơ.

Theo tính toán sơ bộ ta có: Ndc = 4,74 (kw)

Vsb = 960 (v/p)

Từ 2 thông số trên theo bảng 2p trang 19 GTHD thiết kế chi tiết

máy-Phạm Tuấn ta chọn động cơ là: A02-51-6

Ta chọn tỷ số truyền đai dẹt là : id = 3.

Tỷ số truyền của hộp giảm tốc là : ih = it / 3 = 60,625/ 3 = 20,21

(thoả mãn trong điều kiện i = 8 ÷ 40 )

ih = ic in và chọn in =(1,2÷ 1,3) ic

(vì trong hộp giảm tốc bánh răng trục 2 cấp khai triển để các bánh răng

bị dẫn của cấp nhanh và cấp chậm đều được ngâm trong dầu tức là đảmbảo bôi trơn tốt nên phân phối in > ic )

Do đó ta tính được mô men xoắn trên các trục, động cơ như sau:

M1 = (9,55.106 N1 ) / n1 = (9,55.106 7,4) /960 = 73615 (Nmm).

M2 = (9,55.106 N2 ) / n2 = (9,55.106 6,4) /191 = 320000 (Nmm).

M3 = (9,55.106 N3 ) / n3 = (9,55.106 5,6) /47,5 = 1125895 (Nmm).

M4 = (9,55.106 N4 ) / n4 = (9,55.106 5,1 /15,8 = 3082595 (Nmm) 2.1.18 Bảng số liệu.

PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN.

3.1Thiết kế bộ truyền ngoài(thiết kế bộ truyền đai dẹt).

3.1.1 Chọn loại đai.

- Chọn loại đai vải cao su.

3.1.2 Xác định đường kính bánh đai.

-Tính D1 = ?

Theo công thức Xavêxin ta có:

Trong đó : N3 là công suất trên trục dẫn : N3 = 5,6 kw

n3 là số vòng quay trong 1 phút trục dẫn : n3= 47,5 v/p D1 là đường kính bánh dẫn ,mm

Δn= (nn= (n4 - n’3 )/ n’3 = ǀ 15,8- 18,5 ǀ /18,5 = 0,15=15%

Ta thấy: sai số Δn= (nn không nằm trong phạm vi cho phép là (3 ÷5 )% nên

chọn lại đường kính đai là : D1= 450mm, D2= 1800mm ta có :

n’3 = ( 1- ξ ) D1 / D2 n2 = (1- 0,01).450/1800.191 = 47,27 (v/p) Sai số vòng quay theo yêu cầu cho bởi:

Δn= (nn= (n’3 - n3 )/ n3 = ǀ 47,27- 47,5 ǀ /47,5 = 0,484 % < (3 ÷5 )% (thoả mãn)

3.1.3 Định khoảng cách trục (A) và chiều dài (L).

Ta có công thức sau: Lmin = V/ Umax ,với Umax = 3÷5 (ta chọn Umax = 4) Như vậy Lmin = 1,12/4= 0,28m = 280mm

= 12633,75mm = 12,63375m.chọn L= 12,6m

Để kiểm nghiệm, theo công thức (5-3) trang 80 ta có:

α1 = 180̊ - 57̊ (D2 – D1 )/ A = 180̊ - 57̊ (1800-450)/4500= ?

=> α1 =162,9̊ > 150̊ Vậy điều kiện được thoả mãn

3.1.5 Xác định tiết diện dây đai.

Để giảm ứng suất uốn, chiều dày đai δ được chọn theo tỷ số δ/D1, saocho : δ/D1 ≤ [δ/Dδ/D1]max = 1/40

Ct là hệ số xét ảnh hưởng chế độ tải trọng theo (5-7) trang 86 chọn Ct = 0,8

Cα là hệ số ảnh hưởng góc ôm theo (5-6) trang 85 ta chọn Cα = 0,94

Cv là hệ số xét ảnh hưởng vận tốc theo (5-8) trang 87 ta chọn Cv = 0,95

Cb là hệ số xét ảnh hưởng cách bố trí bộ truyền theo (5-9) trang 87 ta chọn

Theo bảng (5-10) trang 87 ta tra được B = 300 mm với b = 250 mm

Nhưng cần kiểm tra điều kiện với B ≤ D1 và 6 ≤ D2/ B = 1800/300≤ 12 <=> 300 ≤ 630(tm) và 6 ≤ 6 ≤ 12( tm)

3.2.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm

• Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện:

- Ứng suất tiếp xúc cho phép [δ/Dσ tx]

Ta có: [δ/Dσtx] = [δ/Dσtx]Notx k’N , Trong đó :

[δ/Dσtx]Notx là ứng suất tiếp xúc cho phép N/mm2

Tra bảng (3-7) trang 41 ta có: [δ/Dσtx]Notx3 = [δ/Dσtx]Notx4= 2,6HB và N0 = 107 k’N là hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo công thức :

N0 : số chu kỳ cơ sở ( N0 = 107 )

Ntd : số chu kỳ tương đương

Do bánh răng chịu tải trọng thay đổi nên:

Trong đó : u là lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay 1 vòng u= 1

Mi là mô men xoắn

ni là số vòng quay trong 1 phút của bánh răng

Ứng suất cho phép của cả 2 bánh là:

Bánh lớn : [δ/Dσtx]4 = σNotx HB= 2,6.150= 390 Nmm2

Bánh nhỏ: [δ/Dσtx]3 = σNotx HB= 2,6.200= 520 Nmm2.

Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là: [δ/Dσtx]4 = 390 Nmm2

-Ứng suất uốn cho phép [δ/Dσ]:

Theo công thức: [δ/Dσu] = (σ0.K’’N )/ (n.Kσ) ≈ (1,5 σ-1.K’’N )/(n Kσ).Trong đó:σ-1 , σ0 là giới hạn mỏi trong chu kỳ mạch động và chu kỳ mạch đối xứng

σ-1 = (0,4 ÷ 0,45) σbk = 0,45 σbk , với σbk tra bảng “ cơ tính vật liệu ”

n là hệ số an toàn ( n= 1,5)

Kσ là hệ số tập chung ứng suất ở chân răng (Kσ = 1,8 )

K’’N là hệ số chu kỳ ứng suất uốn được tính bởi công thức:

Ntd số chu kỳ tương đương:

N là công suất bộ truyền(trên trục của bánh bị dẫn)

n2 là số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn

- Đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ :

- Mô đun pháp : mn = (0,01÷ 0,02).A =(0,01÷ 0,02).280= 2,8 ÷ 5,6mm

Chọn theo tiêu chuẩn lấy mn = 3 mm

- Chọn sơ bộ : β= 10˚ => cos β = 0,9848

Tổng số răng 2 bánh : zt = z3+ z4 = (2.A.cos β) / mn= (2.280.0,9848)/3=183,8 Tổng số răng bánh nhỏ: z3= zt / (i + 1) =183,8/(3+1)= 45,95,chọn z3= 45 răng Tổng số răng bánh lớn : z4 = i z3 = 3 45 = 135 răng

Tính chính xác β : cos β = (zt mn )/ (2A) = (183,8.3)/ (2.280)= 0,9846

Do đó β = 10,07 ̊

Chiều rộng bánh răng:

Bánh bị dẫn b4 = ψA A = 0,3.280 = 84,chọn b2 = 85mm

Bánh dẫn b3 = b2 + (5 ÷ 10) = 85+5 = 90mm

• Kiểm nghiệm sức bền uốn

theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng )

Theo 3-34 trang 51 Ta có : σu = (19,1.106.k.N)/ (y.m2 n z.n.b.θʹʹ).Vậy ứng suất uốn của bánh là:

- ứng suất uốn quá tải cho phép:

3.2.2.Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh.

• Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện.

- Ưng suất tiếp xúc cho phép [δ/Dσtx] :

[δ/Dσtx] = [δ/Dσ]Notx.K’N Trong đó:

[δ/Dσ]Notx là ứng suất tiếp xúc cho phép , N/mm2

Tra bảng 3-7 trang 41 ta có [δ/Dσ]Notx1 = [δ/Dσ]Notx2 = 2,5.HB và No =1,5.107

K’N là hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc cho phép tính theo công thức:

Trong đó : u là lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay 1 vòng u= 1

M là mô men xoắn

ni là số vòng quay trong 1 phút của bánh răng

T là tổng thời gian làm việc của bánh răng

Vậy số chu kỳ tương đương :

Bánh lớn : Ntd2= 60.1.(1,83 2+ 0,53.2).191.4.300.2.6 = 1,97.109> No = 1,5.107

Banh nhỏ : Ntd1= i Ntd2 =4,021.1,97.109> No = 1,5.107

Vậy ta chọn hệ số chu kỳ K’N của cả hai bánh là = 1

Ứng suất cho phép của cả hai bánh là :

Theo công thức: [δ/Dσu] = (σo K’’N )/( n.Kσ) ≈ (1,5 σ-1.K’’N )/(n Kσ).Trong đó:σ-1 , σ0 là giới hạn mỏi trong chu kỳ mạch động và chu kỳ mạch đối xứng.

σ-1 = (0,4 ÷ 0,45) σbk = 0,45 σbk , với σbk tra b ảng “ cơ tính vật liệu ”

n là hệ số an toàn ( n= 1,5)

Kσ là hệ số tập chung ứng suất ở chân răng (Kσ = 1,8 )

K’’N là hệ số chu kỳ ứng suất uốn được tính bởi công thức:

Ntd số chu kỳ tương đương:

N là công suất bộ truyền(trên trục của bánh bị dẫn)

n2 là số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn

Từ bảng 3-14 tra được kd = 1,2 nên ta xác định được hệ số tập trung tải trọng Ktnhư sau: Kt = kd.ktt = 1,2.1,08=1,296

- Tính kiểm nghiệm lại k, k phải thoả mãn điều kiện : │(k- ksb )/ k│< 5% => │(1,296- 1,3)/1,296│ = 3% < 5% (không phải tính lại A )

• Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng,góc nghiêng răng,tính chính xác A.

- Mô đun pháp : mn = (0,01 ÷ 0,02) A= (0,01 ÷ 0,02).140=1,4 ÷ 2,8mm Theo tiêu chuẩn ta chọn mn = 2 mm

- Chọn sơ bộ : β = 10̊ => cosβ = 0,985

Tổng số răng hai bánh : zt = z1+ z2 = (2.A.cos β) / mn=

=(2.140.0,985)/2=137,9

Tổng số răng bánh nhỏ: z1= zt / (i + 1) =137,9/(3+1)=34,4,chọn z1= 35 Tổng số răng bánh lớn : z2 = i z1 = 3.35 = 105 răng

• Kiểm nghiệm sức bền uốn

- Số răng tương đương :

Bánh nhỏ : ztd1= z1/ cosβ3 = 35/0,9853 ≈ 37

Bánh lớn : ztd2= z2/ cosβ3 = 105/0,9853 ≈ 110

- Hệ số dạng răng :

Bánh nhỏ : y1= 0,476

Bánh lớn : y2 = 0,517

- Lấy hệ số θʹʹ = 1,5 ( hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng )

- Kiểm nghiệm sức bền uốn :

Theo 3-34 trang 51 Ta có : σu = (19,1.106.k.N)/ (y.m2 n z.n.b.θʹʹ).Vậy ứng suất uốn của bánh là:

Bánh lớn: σuqt2 = 213,3 1,8=384 N/mm 2 < [δ/Dσuqt2]

• Các thông số hình học của bộ truyền.

Chọn [δ/Dτ]]x = 20 là ứng suất xoắn cho phép N/mm2

d là đường kính sơ bộ của trục(mm)

Mx là mô men xoắn :

=>d3=65 mm,chọn d3= 65mm.Tra bảng 14P trang 159 được B3=33mm

4.3 Tính gần đúng trục.

4.3.1 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.

- Vẽ sơ bộ hộp giảm tốc: hình bên

- Xác định các kích thước : Theo công thức 7-1

- Chọn a= 10 mm là khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong hộp giảm tốc

- Chiều rộng ổ lăn :

B1 = 19mm

B2 = 25 mm

B3 = 33 mm

4.3.2 Tính chi ều dài các đoạn trục.

Từ (3) ta tính được x1=3052 N

(4) ta tính được y1= 575,7 N

Do đó (1)  x2= -Rk +x1+P1= 3052 N

(2)  y2= -Pr1 +y1= 189,5 N

Biều đồ mômen trục I: hình vẽ bên

- Xét mômen tại các tiết diện nguy hiểm.

Tiết diện (I-I):

Theo công thức (7-3) ta có:

Tiết diện (II-II):

Đường kính chỗ nắp với ổ lăn : d1I = 40 mm

Đường kính chỗ nắp với bánh răng :d1II = 45mm

Đường kính chỗ nắp với động cơ :ddc = 40mm

- Tính kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn:

Do tác dụng của ứng suất uốn và ứng suất xoắn nên trục có thể hỏng do mỏi vì vậy phải kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi theo hệ số an toàn

Theo công thức (7-5) trang 104 ta có:

Trong đó:

Theo công thức 7.6 trang 104 :

Theo công thức 7.7 trang 104 :

- giới hạn mỏi của chu kỳ đối xứng :

σ-1 = (0,4 ÷ 0,5).σb = 0,45.600= 270 τ]-1 = (0,2 ÷ 0,3).σb = 0,25.600= 150

- Hệ số ảnh hưởng ứng suất trung bình độ bền mỏi ψσ,ψτ]

Vật liệu làm trục bằng thép cácbon lấy :ψσ= 0,1 ;ψτ]= 0,05

- Hệ số ảnh hưởng của kích thước,tiết diện trục tới độ bền mỏi:

- Xét trên tiết diện I-I : Mz= 73615 Nmm ; Mu (I-I) = 350984Nmm; d1I=40mm

* Ứng suất uốn : σ m = 0 ;σa=σmax = -σmin = Mu (I-I) /W = 350984/6280=55,9

* Ứng suất xoắn : τ]m= τ]a= 1/2τ]max=0,5.Mz /W0 = 73615 /12560= 5,9

Do đó mà tính được: nσ= 2,6 nτ] = 12,7

=> n ≥ 2,55≥ [δ/Dn] = 1,5 ÷ 2,5 (t/m)

- Xét trên tiết diện II-II :Mz= 73615 Nmm;Mu (II-II) =298143Nmm;

d1II=45mm ;W=8942 ;W0 = 17883