đồ án chi tết máy

Xác định công suất cần thiết , số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện và chọn động cơ điện:- Công suất cần thiết được xác định theo công thức: Pct= η t P Trong đó: Pct là công suất c

Luận văn tốt nghiệp

MỤC LỤC

A CH N Ọ ĐỘNG C VÀ PHÂN PH I T S TRUY NƠ Ố Ỷ Ố Ề 3

I Xác nh công su t c n thi t , s vòng quay s b h p lý c a đị ấ ầ ế ố ơ ộ ợ ủ ng c i n v ch n ng c i n: độ ơ đ ệ à ọ độ ơ đ ệ 3

II Xác nh t s truy n đị ỉ ố ề động U c a to n b h th ng v phân ủ à ộ ệ ố à ph i t s truy n cho t ng b truy n c a h th ng d n ố ỷ ố ề ừ ộ ề ủ ệ ố ẫ động , l p b ng công su t , mô men xo n , s vòng quay trên các tr c:ậ ả ấ ắ ố ụ 4

B THI T K CÁC B TRUY N.Ế Ế Ộ Ề 5

I Ch n v t li u:ọ ậ ệ 5

II Xác nh ng su t cho phép:đị ứ ấ 6

III Tính b truy n bánh r ngộ ề ă 7

V.Tính toán truy n ề động ai.đ 11

C THI T K TR C Ế Ế Ụ 16

I Ch n v t li u ọ ậ ệ 16

III Tính m i ghép then ố 22

IV Tính ki m nghi m tr c v ể ệ ụ ề độ ề b n m i ỏ 25

V.Tính ki m nghi m tr c v ể ệ ụ ề độ ề ĩ b n t nh .31

D L NỔ Ă 31

I Tính cho tr c 1ụ 31

II.Tính cho tr c 2ụ 33

d = 45(mm) ; D = 85(mm) ; C = 25,7(KN) ; C0 = 18,1(KN).35 E N I TR C ÀN H I Ố Ụ Đ Ồ 35

G.T NH K T C U V H PÍ Ế Ấ Ỏ Ộ 36

I.V h p ỏ ộ 36

H BÔI TR N H P GI M T C Ơ Ộ Ả Ố 40

I Các phương pháp bôi tr n trong v ngo i h p gi m t c ơ à à ộ ả ố 41

K- XÁC NH VÀ CH N CÁC KI U L P.ĐỊ Ọ Ể Ắ 42

M- PHƯƠNG PHÁP L P RÁP H P GI M T C.Ắ Ộ Ả Ố 45

I-Phương pháp l p ráp các ti t máy trên tr c.ắ ế ụ 45

II- Phương pháp i u ch nh s n kh p b truy n đ ề ỉ ự ă ớ ộ ề 45

III.Phương pháp i u ch nh khe h các l n.đ ề ỉ ở ổ ă 45

T i li u tham kh oà ệ ả 46

A CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I Xác định công suất cần thiết , số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện và chọn động cơ điện:

- Công suất cần thiết được xác định theo công thức:

Pct=

η

t

P

Trong đó: Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ(kW)

Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác (kW)

η là hiệu suất truyền động

- Hiệu suất truyền động: η = ηol2 ηbr ηdηtgηk …

Trong đó:

ηol=0,97: là hiệu suất của một cặp ổ lăn

ηbr=0,97: hiệu suất của 1 bộ truyền bánh răng

ηd=0,95 là hiệu suất của bộ truyền đai

ηtg=0,8 là hiệu suất của ổ tang

ηk=0,98 là hiệu suất của nối trục

-Bộ truyền đai thang: iđ = 4

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

nsb = nlv ut =nlv u.iđ =88,72.4.4 = 1 419,52Trong đó: nsb là số vòng quay đồng bộ

nlv là số vòng quay của trục máy công tác ở đây là trục tang

ut là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống

T T

T

< .Theo bảng phụ lục p1.2/1/ sách tt thiết kế CTM với Pct=5,65 (KW)

II Xác định tỉ số truyền động Ut của toàn bộ hệ thống và phân phối tỷ

số truyền cho từng bộ truyền của hệ thống dẫn động , lập bảng công suất , mô men xoắn , số vòng quay trên các trục:

Trong đó: ndc là số vòng quay của động cơ

nlv là số vòng quay của trục tang

Thay số ut =881440,72= 16,23

- Phân phối tỷ số truyền của hệ dẫn động ut cho các bộ truyền

ut=un.uhChọn un theo tiêu chuẩn un= 4→ uh=

- Xác định công suất, mô men và số vòng quay trên các trục:

- Dựa vào sơ đồ dẫn động ta có :

+Trục I

36 , 5 10 55 9 10 55 ,

360 1

05 , 5 10 55 ,

Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện có

II Xác định ứng suất cho phép:

- Theo bảng 6-2 với thép 45 tôi cải thiện thì :

0 lim

.8,1HB.8,

0 1 lim

σ

(Mpa)

53070

230.270HB

0 2 lim

σ

(Mpa)

414230

.8,1HB.8,

0 2 lim

lim H

K.σ

1.560

1.530

lim F

KK.σ

Sơ bộ xác định được

1 1 414 σ

252 75 1

1 1 441 σ

.8,0

8,0

Mpa1260450

.8,2

8,2

Mpa1624580

.8,2

8,2

4 , 2 ch 4

, 2 max 2 F

3 , 1 ch 3

, 1 max 1 F

4 , 2 ch 4

, 2 max H

3 , 1 ch 3

, 1 max H

σσ

σσ

σσ

III Tính bộ truyền bánh răng

1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

a ( )3 [ ] 1

2 β 1 1

ψ σ

.

1

ba H

H a

w

u

K T u

ψ.53,0

03 , 1 10 42 , 1 1 06 4 5

2

5

= +

2 Xác định thông số ăn khớp , mô đun

Theo 6-17 m=(0 , 01 → 0 , 02)a w =(0 , 01 → 0 , 02) 199 , 4 =

⇒m= 1 , 994 → 3 , 988 theo bảng tiêu chuẩn 6-8 chọn m = 3

- Xác định số răng bánh nhỏ : β = 0 Theo công thức 6-19 tập 1 Lấy tròn Z1 =26 răng

Theo 6-20 Z2 =u2.Z1 = 4.06.26 = 105,56 làm tròn Z2 = 106 răng Tính lại khoảng cánh trục :

Chọn aw =200

27 , 26 ) 1 06 4 ( 3

4 , 199 2 ) 1 (

2 1 1

+

= +

=

⇒

u m

a

198 2

) 106 26 ( 3 2

) ( 1 21

1 = m z +z = + =

aω

Tỷ số truyền thực u 4 , 08

26

106 1

06 4 08 , 4 1

1 1

ε

.

1

2 σ

w m w

m H H

M H

d u b

u K T Z

2

=

1 , 76

20 2 sin

2

−

=

Z Z

87 , 0 3

73 , 1 4

ν

H H 2

3 w w H HV

K.K.T.2

d.b

1+

m

w 0

H H

u

a.v.g.δ

Vận tốc vòng

V=

60000

n.d w1 1

π

60000

360 8 , 78 14

b w ba w

H

60 200 3 , 0 ψ

49 , 3 06 , 4

200 48 , 1 56 006 , 0

8 , 78 60 49 , 3

1 06 , 4 06 , 1 1 03 , 1 10 42 , 1 2 87 , 0 73 , 1 274

Thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo 6-43

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

F

.

2 σ

1

1 β ε 1

1 74

, 1

% 4

% 3 , 2

% 100 4

, 407

4 , 407 5 , 417

% 4

% 100 ] [

] [

σ

σ σ

Yβ Hệ số kể đến dộ nghiêng của răng do β = 0 → Yβ = 1

ν

F F 2

3 w w F

K.K.T2

d.b

với

m

w F

a V

g

δ

Trong đó: δF = 0 , 016; ν = 2 , 64; g0=56

31 , 9 06 , 4

200 48 , 1 56 016 , 0

⇒ F

→KFV=1+ 1 , 1

27 , 1 252 , 1 10 42 , 1 2

8 , 78 60 31 , 9

9 , 3 1 57 , 0 75 , 1 10 42 , 1

9 , 3

6 , 3 89 , 77 1

1 1

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

, 109 3

, 1 89 , 83

σ

σF2max = σF2.K qt = 71 , 9 1 , 3 = 93 , 47 <[ ]σF2 max = 360 (mpa)

6 Các thông số và kích thước bộ truyền.

dw1=321 mm

V.Tính toán truyền động đai.

Theo đầu đề thiết kế cơ cấu máy , bộ truyền dẫn động từ động cơ đến hộp giảm tốc là truyền động đai thang do đó ta phải tính toán thiết kế bộ truyền đai thang

1 chọn loại đai và tiết diện đai

Dựa theo đặc điểm công suất của cơ cấu, Pct = 5,82 (KW), và số vòng quay bánh đai nhỏ là n = 1440 ( vg/ph ) ta chọn loai đai hình thang thường À

Các thông số của đai thường loại À:

bt = 11 (mm), b = 13(mm), h = 8 (mm), yo = 2,8 (mm)

b b

4001

.d

du

Hình 1 đai hình thang thường

sai lệch giữa tỉ số truyền mới và tỉ số truyền cũ là rất nhỏ ⇒ có thể giữ nguyên các thông số đã chọn.

Số vòng quay thực tế của bánh đai lớn là:

=

=

=

04 , 4

1440 1

2

m tt

Theo bảng 4.14 với u ≈ 4 ⇒ a/d2 = 0,95 ⇒ a = 0,95.d2 = 380 (mm)

Kiểm tra trị số a đã tính ở trên theo điều kiện:

)dd.(

2ah)dd.(

55,

1000a

281

400100

.2a6400100

.55,0

⇔

Vậy khoảng cách trục đã chọn thoả mãn điều kiện đề ra

2.3 Chiều dài đai.

Chiều dài đai l được xác định theo a từ công thức:

a.4

dd2

dd.a.2l

2 1 2 2

π+

380.4

1004002

400100

.14,3380.2l

2

−+

++

Chọn l = 1600 (mm) theo tiêu chuẩn trong bảng 4.13

Kiểm nghiệm giá trị l đã tính được ở công thức (5-3) theo điều kiện về tuổi thọ của đai

10 7 , 4 6 , 1

536 , 7 10

Vậy đai thoả mãn điều kiện về tuổi thọ

Từ chiều dài đai l = 1600 (mm) tính chính xác lại khoảng cách trục a theo công thức:

.8a

2

λ+λ

d.2

2

1004002

a

2 2

378

57.100400180

a

57.dd

C.C.C.C.P

K.Pz

α

trong đó:

P1 – là công suất trên trục bánh đai chủ động, P1 = 5,82 (KW)

[P0] - là công suất cho phép, tra bảng 4.19 trang 62 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 ta được [P0] = 1,85 (KW)

Kd – là hệ số tải trọng động, theo bảng 4.7 trang 55 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 → Kd = 1,1

Cα - là hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1, tra bảng 4.15 trang 61 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 → Cα = 0,875 với α1 = 135°

Cl –là hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, với tỉ số

l/l0 = 1600/1320 = 1,2 → theo bảng 4.16 cho giá trị Cl = 1,04

Cu – là hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, theo bảng 4.17 trang 61 ta

có Cu = 1,14

Cz – là hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, tra bảng 4.18 với z’ =[ ] = 1 , 85 =3,15⇒

82 , 5 0

1

P

P

Cz = 0,95Thay các giá trị vừa tra được vào công thức (5-5):

=

=

95 , 0 14 , 1 04 , 1 875 , 0 85 , 1

1 , 1 82 , 5

từ số đai z = 4, xác định chiều rộng bánh đai theo công thức:

B = (z-1).t + 2.eVới t = 15, e= 10 (theo bảng 4.21 trang 63 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1) ⇒ B = (2-1).15 + 2.10= 35 (mm)

Đường kính ngoài của bánh đai

da = d + 2.h0 = 100 + 2.3,3 = 106,6 (mm)

4 XÁC ĐỊNH LỰC CĂNG BAN ĐẦU VÀ LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC.

Lực căng trên một đai F0 được tính theo công thức:

v d 1

z.C.v

K.P.780

96 , 5 4 875 , 0 536 , 7

1 , 1 82 , 5 780

lực tác dụng lên trục:

Fr = 2.F0.z.sin(α1/2) = 2.195,28.4.sin(135/2) = 1 443,3 (N) Sau khi đã xác định được các kích thước của bộ truyền ta liệt kê các giá trị này trên bảng 4

Bảng 4 Các thông số và kích thước của bộ truyền.

Chiều dài tính toán l = 2a+π.(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a 1604,2(mm)

Góc ôm trên bánh đai nhỏ α1 = 180° - (d2 – d1).57°/a 135°

Do những yêu cầu và đặc điểm trên nên ngoài thiết kế đạt độ chính xác hình học cao Trục còn phảI đảm bảo về độ cứng vững, độ bền mỏi, độ ổn định dao động

Vì vậy, để đảm bảo yêu cầu làm việc trên , yêu cầu người thiết kế chọn vật liệu chế tạo hợp lý , giá thành rẻ , dễ gia công từ đó ta chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có : σb = 600 Mpa

[τ] = 15 - 30 (Mpa)

I- Xác định sơ bộ đường kính trục và khoảng cách gối trục

dK= 3

] [

2 ,

T

Trong đó: dk- Đường kính trục thứ k

[τ]- Mômen xoắn cho phép chọn [τ] = 17 Mpa

Tk- Mômen xoắn trên trục thứ k

TI= 1.42.105 [N.mm]

TII= 5,05.105 [N.mm]

⇒dsb1 = 3

] [

2 ,

T

= 3

5 17 2 , 0

10 42 , 1

= 34,70[mm]

⇒dsb2 = 3

] [

2 ,

0 IIτ

T

= 3

5 17 2 , 0

10 05 , 5

= 52,96 [mm]

Vậy ta chọn : dsb1= 35 [mm]

chọn : dsb2= 55 [mm]

tra bảng 10.2/1/ ta được chiều rộng các ổ: bo1= 21mm, bo2= 29mm,

1- xác định chiều rộng các may ơ.

+ chiều rộng may ơ bánh đai :

k b

l l

l

mm k

l l

l

l

mm k

k b l

l

m m

m m

m

223 10

2 299 12

3 70 70

2 3

5 , 152 12

70 70 5 , 0 5 , 70

5 , 0

5 , 70 10 12 29 70 5 , 0

5 ,

0

2 1

02 23 22

21

1 23 22

22

23

2 1 02 22 22

= +

+ +

+

= +

+ + +

=

= + + +

= + +

+

=

= + + +

= + + +

=

IV.xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục

Chọn hệ trục toạ độ xyz:

Bỏ qua ma sát giữa các răng , bỏ qua trọng lượng bản thân và các chi tiết lắp trên trục thì lực tác dụng lên bộ truyền gồm 3 lực

Lực vòng F tcó phương tiếp tuyến với vòng lăn ,chiều ngược với chiều ω

2

2

t m

6 , 2828

2 1

2

0 1

r t

r

F F

F N tg

tg F

404000

2

2

t w

F N d

3

6 , 6 cos

13 , 21 8 , 8023 cos

.

r

tw t

β

α

Fa3= Ft3 tg β = 8023 , 8 tg 6 , 60 = 928 , 4 ( N ) = Fa4 Phương chiều của các lực được xác định như trên sơ đồ hình I :

75 , 0 3 , 132431

) ( 3 , 132431

) (

4 , 85737 99001

75 , 0

0

0 0 75 , 0

75 , 0

) (

0

100974 99001

75 , 0 2 , 53337

75 , 0

2 , 53337

2 2

13

13

2 12

12

2 2

11

2 11 11

11

2 2

2 10

2 10 10

2 0

2 0 10

mm N M

mm N M

Nmm M

M

Nmm T

M

M

Nmm M

Nmm T

M

M

Nmm M

= +

= +

=

=

= +

= +

=

= +

=

-Tính đường kính trục tại các tiết diện j theo công thức :

[ ]

3 tdj

j 0,1

Md

3 , 157762

Biểu đồ mô men mY

III Tính mối ghép then

- Then là một tiết máy tiêu chuẩn ta có thể chọn và tính then theo đường kính trục và chiều dài may ơ Vì các trục trong đồ án này đều nằm trong hộp giảm tốc nên ta dùng then bằng

Để đảm bảo tính công nghệ ta chọn then giống nhau trên cùng một trục

*Trục 1

+Với d12 = 25 (mm) tra bảng 9-1a tập 1 có

b = 8(mm) ; h= 7(mm) ; t1 = 4 mm;

Chiều dài then lt =(0,8 0,9 )lm12 = (0,8…0,9) (1,2…1,5)d

lấy lt = 33,75 mm

Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt

1 t

d

thl

d

T.2

2.99000

29,3325.33,75.8

Mpa Mpa

Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn

+Với d13 = 35 (mm) tra bảng 9-1a tập 1 có

d dl h t

T.2

d

T.2

[ ] ( ) ( ) [ ]

2.99000

4035.47,25 10 5

2.99000

1235.47,25.10

Mpa Mpa

d dl h t

T.2

2.404000

1850.67,5.14

Mpa Mpa

Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn

Với d23=50 mm( ) tra bảng 9-1a có

1850.67,5.14

Mpa Mpa

2.1058000

18,870.94,5.20

d

c

Mpa Mpa

2.1058000

18,870.94,5.20

d

c

Mpa Mpa

Vậy then trên trục 3 thỏa mãn điều kiện bền dập và uốn

IV Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

1-Kiểm nghiệm truc I.

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số

an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau

j

2 j

j

ss

s.s

τ σ

τ σ

Với : [s]- Hệ số an toàn cho phép , thông thường [s]= 1,5…2,5

sσj- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất pháp tại tiết diện j

sσj =

mj aj

sτj- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất tiếp tại tiết diện j.

sτj =

mj aj

d b t d t

mm d

0 0

0

a

M

Mpa W

) 1 1 ( 11

Trong đó W11 là mô men cản xoắn

a

N mm

K

−

+τ

Do bề mặt trục lắp có độ dôi và tại tiết diện nguy hiểm không có rãnh then nên ta có thể tra trực tiếp tỷ số

τ

τ σ

σ

ε ε

K K ,

Theo bảng 10-11 K =2,06;K =1,64

τ

τ σ

σ

εε

2,06 1,06 1

2,121

x

Y

K

K K

σ σ

1,64 1,06 1

1,871

x

y

K K K

τ τ

sσ =1

sτ = 2,05

S = 2,05 Vậy S > [s] = 1,5 … 2,5

13

46190

472921

a

M

Mpa W

τm = τa=

3 1

) 3 1 ( 13 max

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau.

τ σ

τ σ

+ s s

s

s

≥ [s]

Với : [s]- Hệ số an cho phép thông thường [s]= 1,5…2,5

sσ- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất tiếp tại tiết diện đang xét

sσ =

m a

dj

K σ + ψ σ

σ

σ σ

−

.

a j

mm d

−

Trục quay hai chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng

do đó

τm = τa= max 22 2

22

424296

17,324476

T

N mm w

22 22

22

2447616

b t d t d

mm d

εττ .

Kx- Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, nó phụ thuộc vào phương

pháp gia công và độ nhẵn bề mặt ,tra bảng 10.8/1/ được Kx= 1,06

Ky – Hệ số tăng bền bề mặt, với σb= 600 Mpa tra bảng 10.9/1/ được ky= 1

εσ, ετ- Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10/1/ được εσ = 0,81, ετ= 0,76

Kσ,Kτ - Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, với trục có rãnh then tra bảng 10.12/1/ được Kσ = 1,46 , Kτ = 1,54

Ta có Kσ/εσ = 1,46/0,81 = 12,17 , Kτ/ετ = 1,54/0,76= 2,03.Mặt khác do trục lắp có độ dôi theo kiểu k6 nên theo bảng 10.11/1/ ta có

x

y

K

K K

σ σ

2,03 1,06 1

2,091

x

y

K K K

τ τ

Tương tự vói tiết diện 23

ψσ ,ψτ- Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7/1/ được Ψσ= 0,05 , Ψτ = 0

Kσd , Kτd –Hệ số xác định theo công thức sau:

pháp gia công và độ nhẵn bề mặt ,tra bảng 10.8/1/ được Kx= 1,06

Ky – Hệ số tăng bền bề mặt, với σb= 600 Mpa tra bảng 10.9/1/ được

x

y

K

K K

σ σ

2,03 1,06 1

2,091

x

y

K K K

τ τ

V.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

Để đề phòng không bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá

tải đột ngột ta phải kiểm tra độ bền tĩnh của trục

d.2,0

T

;d.1,0

M

σσ

τσ

<

=+

,44.36,144

Mpa5,4420

.2,0

71279

;Mpa6,14420

.1,0

6,115669

mm20d,Nmm71279

3,1.54830T

,Nmm6

,1156693

,1.6,88976M

2 2

td

3 3

1 max

τσ

<

=+

,75.35,207

Mpa9,7525

.2,0

237325

;Mpa5,20725

.1,0

324273

mm25d,Nmm237325

3,1.182558T

,Nmm324273

3,1.249441M

2 2

td

3 3

1 max

τσ

<

=+

.3103

Mpa8236

.2,0

763292

;Mpa10336

3,1.587148T

,Nmm479922

3,1.369171

M

2 2

td

3 3

1 max

a Chọn ổ theo khả năng tải động

Số vòng quay của trục 1 n = 721,8(v/p) nên khả năng tải động Cd

được tính theo công thức

m

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

Lh Tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ lấy Lh =16800 giờ

L = 60.n.10-6.Lh

L Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

L = 60.7251,8.10-6.16800 = 727,6 triệu vòng-Xác định tải trọng động quy ước

(X V F r Y F a) K t K d

Q= +

Trong đó

V là hệ số kể vòng nào quay ở đây do vòng trong quay →V=1

Kt Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ Kt = 1

Kđ Hệ số kể đến đặc tính tải trọng , tra bảng 11-3 tập 1 ⇒ Kđ = 1,3-Xác định các hệ số X và Y