ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Trong nhà máy xí nghiệp sản xuất, khi cần vận chuyển vật liệu rời, chủyếu sử dụng các máy vận chuyển gián đoạn, các máy vận chuyển liêntục.Khác với các máy vận chuyển gián đoạn các thiết

MỤC LỤC

KHẢO 62

LỜI NÓI ĐẦU

Môn học chi tiết máy là một trong những môn cơ sở lý thuyết chosinh viên khoa cơ khí nói chung vá các khoa khác nói riêng có một cáchnhìn tổng quan về nền công nghiệp đang phát triển như vũ bão

Thiết kế đồ án chi tiết máy là một việc rất quan trọng từ đó sinh viên

có cơ hội tổng kết lại những kiến thức lý thuyết và làm quen với việc thiếtkế

Trong nhà máy xí nghiệp sản xuất, khi cần vận chuyển vật liệu rời, chủyếu sử dụng các máy vận chuyển gián đoạn, các máy vận chuyển liêntục.Khác với các máy vận chuyển gián đoạn các thiết bị của máy vậnchuyển liên tục có thể làm việc trong thời gian dài, chuyển vật liệu theohướng đã định sẵn một cách liên tục có năng suất cao.Băng tải là một loạimáy thường được sử dụng khi vận chuyển các loại vật liệu đó

Băng tải có cấu tạo đơn giản, bền, có khả năng chuyển vật liệu theohướng nằm ngang, nằm nghiêng với khoảng cách lớn ,làm việc êm, năngsuất cao

Để làm quen với việc đó em được giao thiết kế dẫn động băng tải,với những kiến thức đã học và sau một thời gian nghiên cứu với sự giúp

đỡ tận tình của thầy Nguyễn Văn Tuân và sự trao đổi của bạn bè,em đãhoàn thành được đồ án được giao

Song với những hiểu biết còn hạn chế với kinh nghiệm thực tế chưanhiều của em không tránh khỏi những thiếu sót.Em rất mong nhận được

sự chỉ bảo, đóng góp của thầy và các thầy cô trong khoa, để đồ án của em

được hoàn thiện hơn.Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô trong bộ môn

đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành đồ án này đặc biệt là thầy giáo HoàngXuân Khoa hướng dẫn

Em xin chân thành cảm ơn!

NGÔ VĂN DÂN

PHẦN I:XÁC ĐỊNH CÁC SỐ LIỆU BAN ĐẦU.

I.Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.

1 Xác định công suất động cơ

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

Pct =η

t P

×βTrong đó :

Pct : Công suất cần thiết trên trục động cơ ( kW )

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

η : Hiệu suất truyền động

β : Hệ số tải trọng

- Hiệu số truyền động

η = ηol2 ηbr ηx ηot.ηkn

Trong đó

ηol : Hiệu suất của một cặp ổ lăn

ηbr : Hiệu suất của một bộ truyền bánh răng

ηx : Hiệu suất bộ truyền xích

ηot : Hiệu suất ổ trượt

ηkn : Hiệu suất khớp nối Theo bảng 2.3 ta có

t

t T

, 0 8

9 ,

1 1 2

1

1

T

T T

T

8 , 3 65 , 0 8

9 ,

+

=0,75

Vậy công suất cần thiết :

Pct =η

t P

1000

ut : Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống

ux : Tỷ số truyền của bộ truyền xích

uh : Tỷ số truyền của hộp giảm tốc

T

T T

Vậntốcquay,v/ph

dn T

Tmax

dn

k

T T

4A160M8Y

3

II Xác định tỷ số truyền động u t của toàn bộ hệ thống và phân phối

tỷ số truyền cho từng bộ phận truyền của hệ thống dẫn động, lập bảng công suất, momen xoắn, số vòng quay trên các trục.

ut = ux uh

Chọn uh = 5 => ux = h

t u u

= 3,38 105( N.mm )Trục II :

PII= PI.ηbr.ηol ηkn ηot = 9,74 0,97 0,99 0,97 0,98 = 8,89 ( kW )

nII= h

u n1

= = 50,92 ( V/ph )

TII = 9,55.106 II

II

n P

= 16,67 105( N.mm )Dựa vào kết quả tính toán tở trên ta có bảng

PHẦN II : THIẾT KẾ CHI TIẾT CÁC BỘ TRUYỀN NGOÀI

• Tính toán, thiết kế bộ truyền ngoài: Bộ truyền xích

Từ phần trên, tiến hành tính toán bộ truyền xích với các số liệu sau :

Tỷ số truyền của bộ truyền xích : u x = 5,40

II. Xác định các thông số của xích và bộ truyền.

- Theo bảng 5.4 với ux = 5,40 , chọn số răng đĩa nhỏ Z1 = 19 do đó sốrăng đĩa lớn :

+kz: hệ số răng, kz =

32 , 1 19

25 1

Z Z

+kn :hệ số vòng quay, kn=

53 , 0 1485

800

1

n n

+k =k0.ka k dc kbt.kd.kc

ở đây:

.k0: hệ số kể đến ảnh hưởng của của vị trí bộ truyền

lấy k0=1(góc nối tâm nghiêng một góc 600

) .ka :hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích,lấy ka=1(chọn a=40p)

.k dc :hệ số kể đến ảnh hưởng của viêc điều chỉnh lực căng xích

lấy kdc=1,1 ( Điều chỉnh được bằng con lăn căng xích )

.kbt:hệ số kể đến ảnh hưởng của việc bôi trơn, lấy kbt=3

.kd :hệ số kể đến tính chất của tải trọng, lấy kd=1,2(tải trọng va đậpvừa)

.kc=1,25 (máy làm việc 2 ca)

Trị số của các hệ số trên được tra theo bảng 5.6

⇒ k =1.1.1,1.3.1,2.1,25 = 4,95

Công suất tính toán:

P t =P.k.kz.kn =9,74.4,95.0,53.1,32 = 33,72(kW)

Theo bảng 5.5 với n01= 800 (V/ph), chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích

p = 38,1 (mm) thỏa mãn điều kiện bền mỏi

Pt < [P] = 88,9 (kW) đồng thời theo bảng 5.8, p < pmax = 50,8 mm

Z Z Z p

a

4 ) (

2

2

2

2 2 1 2 1

π

− +

+ +

=

; 86 , 144 1524 14 , 3 4

1 , 38

) 19 102 ( 2

102 19

− +

+

−

2 1 2 2

2 1 2

5 , 0 25

,

0

π

Z Z Z

Z X

Z Z X

=

14 , 3

83 2 121 5 , 0 146 121

5 , 0 146 1 , 38 25

,

0

2 2

1485 19

III. Kiểm nghiệm xích về độ bền

Hệ số an toàn của bộ truyền xích được xách định theo công thức(5.15)

s = d t v

F F F k

Q

+ + 0

≥[s]

Trong đó:

Q: Tải trọng phá hỏng, tra bảng 5.2 ta được Q=127.103

(N) kd: Hệ số tải trọng động , kd =1,7

(tải trọng mở máy bằng hai lần tải trọng danh nghĩa)

Ft: lực vòng cần truyền của xích

Ft= ; ( với v =

);

/ ( 91 , 17 60000

1485 1 , 38 19 60000

, 17

74 , 9 1000

=

( N);

Fv: Lực căng dây xích do lực ly tâm gây ra

Fv=q.v2(khối lượng trên một mét xích,tra bảng 5.2)

⇒ Fv=5,5.17,912=1764,22(N)

.F0: Lực căng do trọng lượng của nhánh xích bị động gây ra

F0= 9,81.kf.q.a

Với kf:Hệ số phụ thuộc vào độ võng của xích

lấy kf =2 ( bộ truyền nghiêng một góc>400

)

⇒ F0= 9,81.2.5,5 2,230974= 240,73(N)

Vậy hệ số an toàn s =

62 , 43 22 , 1746 73

, 240 83 , 543 7 , 1

127000

= +

+

Tra bảng 5.10 ta được [s]=16,3 (s>[s]),vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ độbền

IV. Xách định các thông số của đĩa xích.

- Các đường kính vòng chia :

d1=

) sin(

1

Z

p

π = sin(180/19)

1 , 38

= 231,47mm

d2 =

) sin(

2

Z

p

π = sin(180/102)

1 , 38

Với [σH] : Ứng xuất tiếp xúc cho phép

.kr:hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc zlấy kr=0,502(với z=19)

.Kd:hệ số tải trọng động, Kd=1,3(theo bảng5.6[1])

.kd:hệ số phân bố tải trọng không đều cho các dãy

kd=1 với xích một dãy

.E: môdun đàn hồi(MPa),lấy E=2,1.105

với những vật liệu băngthép

395

10 1 , 2 ).

76 106 3 , 1 83 , 543 (

502 , 0 47

,

0

5

= +

<800 (MPa)Như vậy theo bảng 5.11 dùng thép 45 tôi ram đạt độ rắn HRC=45 sẽ đạtđược ứng suất cho tiếp xúc phép [σH]=800(MPa), đảm bảo được độ bềntiếp xúc cho răng đĩa 1

Chọn HB2 = 230 MPa ; σb2 = 750 MPa ; σch2 = 450 MPa

II Xác định ứng suất cho phép.

- Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép được xác địnhtheo công thức:

[σH] =

[σF] =

Trong đó:

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

ZV - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc

KxH , KxF - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bềntiếp xúc và uốn

YR - Hệ số xét dến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất.KFC- Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải(vị bộ truyền làm việc 1 chiều nên KFC

= 1)

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

σ0 Hlim, σ 0 Flim - Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ

cơ sở

- Khi thiết kế sơ bộ lấy: ZR.ZV.KxH = 1, và YR.YS.KxF = 1

Do đó công thức tính ứng suất cho phép là:

N

4 , 2 HB 0

H =30H

N

6 4

, 2 1

Ho =30.245 =16,26.10

; N

6 4

, 2 2

- KHL, KFL : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ

và chế độ tải của bộ truyền, được xác định theo công thức:

NHE, NFE là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

- Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nên NHE, NFE được xác định theocông thức:

NHE = 60.c.∑[]3.ni.ti ; NFE = 60.c.∑[]m F ni.ti

1 U

ba H

H a

w

U

K T

=

2 , 1 10 53 , 6 1 5

2

5

= +

3.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phảithỏa mãn điều kiện sau:

2 1

1 ε

.

1 2 σ

w h w

h H H

M H

d u b

u K T Z Z

Với βb - Là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

tw

b

α

β = = 1,696

- Zε - Là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Với εβ là hệ số trùng khớp dọc của răng, được xác định theocông thức:

= = 0,722 (m/s) Với v = 0,722 (m/s) Tra bảng 6.13 ta dùng cấp chính xác 9

H

u

a v

1 5 365 , 1 10 53 , 6 2 77 , 0 696

do đó ZR = 0,95; với da< 700 mm, KxH =1

Khi đó:

[σH]’ = [σH].ZR.ZV.KxH = 495,4 1 0,95 1 = 470.7 MPa Như vậy σH = 444,04 MPa < [σH]’ = 470.7 MPa

4. Kiểm nghiệm răng về điều kiện uốn.

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất uốn sinh ra tại mặtrăng không được vượt quá ứng suất cho phép

Yβ = 1 - = 1 - = 0,874 Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

YF1 , YF2 là hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2

Ta có số răng tương đương: Zv1 = =

1 , 23 953 , 0 20

3 =

Zv2 = =

53 , 115 953

,

0

100

3 =

Tra bảng 6.18 ta có: YF1 = 4,08 ; YF2 = 3,6

KF – Hệ số tải trọng khi tính cho uốn

ν

F F

w w F

K K T

d b

w F

F

u

a v

g

δ

105 126 82 , 2

08 , 4 589 , 0 874 , 0 028 , 0 10 53 , 6

F F

08 , 4

6 , 3 16 , 1 1

2 1

σ max =

Với Kqt = = 1,65σH1max = 444,04 = 570,37 MPa ≤ [σH]max = 1260 MPa

- Ứng suất uốn :

σF1max= σF1.Kqt = 1,16 1,65 = 1,914 MPa ≤ [σF1]max = 464 MPa

σF2max= σF2.Kqt = 1,02.1,65 = 1,683 MPa ≤ [σF2]max = 360 MPa

6 Các thông số khác của bộ truyền.

(mm)Đường kính vòng đỉnh da1 = 114,9 (mm) ; da2 = 534,65

(mm)Đường kính vòng đáy df1 = 92,4 (mm) ; df2 = 512,15 (mm)

PHẦN IV : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

I. THIẾT KẾ TRỤC I :

1. Chọn vâ ât liê âu:

- Trục là bộ phận quan trọng trong hộp giảm tốc có tác dụng truyềnchuyển động quay giữa các bánh răng ăn khớp Đồng thời, trục còntiếp tục nhận đồng thời cả momen uốn và momen xoắn.

- Do những yêu cầu đặc tiểm trên nên ngoài thiết kế đạt độ chính xáchình 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 kếchọn vật liệu chế tạo hợp lý, giá thành rẻ, dễ gia công Từ đó ta chọnvật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa, có giới hạn bền: σ b = 600[Mpa], ứng xuất cho phép τ = 15 0 Mpa ( Theo bảng 6.1)

- Trục I là trục vào nên chọn [τ ] = 15 Mpa

2. Xác định sơ bô â đường kính trục:

d=

] [

2 ,

= 60,15 mm

Theo bảng 10.2 chọn d = 60 mm => Chiều rôông ổ lăn bo = 31 mm

3. Xác định các khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đă ât lực:

- Quy ước : Ổ lăn trái là 0, ổ lăn phải là 1, truyền xích là 2, bánh răng

Khoảng cách từ măôt mút của chi tiết quay đên thành

trong của hôôp hoăôc khoảng cách giữa các chi tiết

quay

k1 = 12

Khoảng cách từ măôt mút ổ đến thành trong của

hôôp( lấy giá trị nhỏ khi bôi trơn ổ bằng dầu trong hôôp

giảm tốc)

k2 = 10

Khoảng cách từ măôt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 15

- Khoảng công xôn trục I :

- Bánh răng quay chủ đôông nên: cb3 = 1

- Răng hướng phải : hr3 = 1

- Tọa đôô điểm đăôt lưc trên bánh răng r3 = = = 52,45 mm Điểm đăônằm dưới oz nên r3 > 0

- Khi đó :

FX3 = r3/|r3| cq1 cb3 Ft3 = - 12438 NFY3 = - r3/ |r3| Fr3 = - 4984 N

FZ3 = cq1 cb3 hr3 Fa3 = - 3953 N

- Chiều của các lực được biểu diễn:

5. Xác định phản lực và vẽ biểu đồ momen.

- Viết phương trình momen và phương trình hình chiếu của lực trong 2

mp x0y, z0y ta tính được các phản lực

∑ MAx = Fx2.l2 + Fx3.l3 – FBx.l1 = 0

 FBx = 1

3 3 2

F

l

l F

F

l

r l

F

l + y −

= = 1767 N

∑ Fy = Fy2 + FAy – Fy3 + FBy = 0

 FAy = Fy3 - FBy - Fy2 = 4984- 1767 –880 = 2337 N

- Vẽ biểu đồ mome

38,38 mmVới [ ]σ

chọn theo bảng 10.5

- Tiết diện 0.

M0 =

2 2

308458

= 574647 N.mmMtđ3 =

2 1 2

3 0 , 75 T

M +

=

2 2

653000

75 , 0

= 806241 N.mm

 d3 = 3 [ ]3

2 ,

43,2 mmChọn theo tiêu chuẩn:

d0 = d1= 45 mm ; d2 = 40 mm ; d3 = 50 mm

7. Thiết kế kết cấu trục và kiểm nghiê âm đô â bền mỏi

Tra bảng 9.1 chọn tiết diêôn then tại:

 Tiết diêôn 2 : b.h = 12.8 ; t1 = 5 mm

 Tiết diêôn 3 : b.h = 14.9 ; t1 = 5,5 mm

- Ta chỉ kiểm nghiêôm tại tiết diêôn nguy hiểm nhất Nhâôn thấy tiết diêônlắp bánh răng là tiết diêôn nguy hiểm nhất nên ta đi kiểm nghiêôm hêô

số an toàn cho bánh răng

- Vì trục được gia công trên máy tiêôn đạt đôô nhám Ra = 2,5 0,63 mm

do đó theo bảng 10.8, vớiσb = 600 MPa, hêô số tâôp trung ứng suất dotrạng thái bề măôt Kx = 1,06

- Không dùng phương pháp tăng bền bề, do đó Ky= 1

- Theo bảng 10.12 với σb = 600 Mpa dùng dao phay ngón

W3 =

d

t d t b d

2

) (

32

1 1

− π

= 7607mm3

 σa3 = 3

3

W M

2

) (

16

1 1

− π

- Với σb = 600 Mpa =>ψσ= 0,05 ; ψτ = 0 ( Theo bảng 10.7) (4)

Thay (1),(2),(3),(4) vào công thức:

1 m

a d

8. Kiểm nghiê âm đô â bền dâ âp của then.

- Chiều dài then:

lt = 1,35.d = 1,35.45= 60,75 mm

σd =

) 5 , 5 9 (

75 , 60 45

653000

2 )

(

2

−t h l d

T t

= 136,5 MPa[σd] = 150 MPa ( Theo bảng 9.5)

=>σd< [σd]

Vậy then thỏa mãn điều kiện bền dập

τc=

14 75 , 60 45

653000

2

2

=

b l d

T t

= 34,12 MPa

II. THIẾT KẾ TRỤC II

1. Chọn vâ ât liê âu

- Dùng thép 45 thường hóa có giới hạn bền σb = 600 MPa, ứng xuấtxoắn cho phép [τ] = 1530 MPa

2. Xác định sơ bô â đường kính trục.

d=

] [

2 ,

= 85,3 mmTra bảng 10.2 chọn d = 85 mm => b0 = 41 mm

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

- Quy ước số thứ tự các chi tiết trên trục II

Ổ lăn trái là số 0Ổ lăn phải là số 1Bánh răng là số 2Khớp nối là số 3

- Chiều dài may ơ bánh răng trụ :

lm2 = ( 1,2 1,5 ).d = 102 127,5 mm

Chọn lm2 = 103 mm

Tra bảng 10.3 ta được :

k1 = 12 mmk2 = 10 mmk3 = 15 mm

- Trục quay 1 chiều, ngược chiều kim đồng hồ cq2 = 1

- Bánh răng quay thụ đông nên cb2 = -1

- Hướng răng trái hr2 = -1

- Tọa độ điểm đặt lực trên bánh răng

r2 = = = 262,325 mm

r2< 0 do đặt lực phía trên 0z

- Khi đó

FX3 = r2/ |r2| cq2 cb2 Ft2 = - 12438 NFY3 = - r2/ |r2| Fr2 = - 4984 N

FZ2 = cq2 cb2 hr2 Fa2 = 3953 N

Phương và chiều các lực được biểu diễn.

b. Lực do khớp nối.

Fx3=

N d

T

k

13298 140

3103000

2 3 , 0

2 32 ,

Với dk = 140 là đường kính vòng qua tâm chốt ( Bảng 15.10)

5. Xác định phản lực và vẽ biểu đồ momen.

- Viết phương trình momen và phương trình hình chiếu của lực trong 2mặt phẳng xoz và zoy ta tính được các phản lực

∑Mcx = Fx2.l2– FDx.l1 – Fx3.(l1+ l3) = 0

3 1 3 2

F

l

l l F

∑MCy = Fy2.l2 + Fz2.r2– FDy.l1 = 0

 FDy = 1

3

z 3 2 y2 F F

l

r

l +

= = - 3023 N

 FDy có chiều ngược lại

∑ Fy = FCy- Fy2 – FDy= 0

 FCy = Fy2– FDy = 4984 – (- 3023 ) = 8007 N

- Vẽ biểu đồ momen

2 2

=

2

3103000

75 , 0

= 2687276 N.mm

 d3 = 3 [ ]3

2 ,

82 mmChọn đường kính theo tiêu chuẩn:

d0 = d1= 85 mm

d2 = 90 ;d3 = 80 mm

7. Kiểm nghiệm độ bền mỏi.

- Chọn tiết diện theo bảng 9.1

Tại tiết diện lớp bánh răng: b.h = 22.20 ; t1 = 12 mm

- Ta kiểm nghiệm độ bền trục tại tiết diện nguy hiểm nhất Nhận thấytiết diện lắp bánh răng là tiết diên nguy hiểm nhất

- Vì trục được gia công trê máy tiện đạt độ nhám Ra = 2,5 0,63 mm

Do đó theo bảng 10.8, với σb = 600 MPa, hệ số tập trung ứng suất dotrạng thái bề mặt kx = 1,06 Không dùng phương pháp tăng bền bềmặt nên ky = 1

- Theo bảng 10.2 với σb = 600 MPa dùng dao phay ngón nên :

2

) (

32

1 1

− π

= 51985mm3

W02 =

d

t d t b d

2

) (

16

1 1

− π

Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất tiếp tại tiết diện đangxét

1 m

a d

S =

2 2

.

τ σ

τ σ

s s

s s

+

≥ [s].