Đồ án chi tiết máy

PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN - Để chọn động cơ cho bộ truyền trước hết ta phải tính công suất cần thiết Ta có công thức: Nct = η N

PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI

TỈ SỐ TRUYỀN CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

- Để chọn động cơ cho bộ truyền trước hết ta phải tính công suất cần thiết

Ta có công thức:

Nct =

η N

Trong đó:

Nct: Công suất cần thiết

N: Công suất trên băng tải

η: hiệu suất chung

- Hiệu suất chung được tính theo công thức:

η = η1 η2

2.η4

3 η4

Trong đó: η1 =0,94 : hiệu suất bộ truyền đai

η2 =0,97: hiệu suất bộ truyền bánh răng

η3å =0,995 : hiệu suất 1 cặp ổ lăn

η4 =1 : hiệu suất khớp nối

- Vậy hiệu suất chung là:

+ Công suất cần thiết:

Nct =

η

N =

87 , 0

4 ,

10 = 11,95 (Kw)

- Theo bảng 2P trang 322 sách TKCTM ta chọn động cơ che kín có quạt gió Kiểu A02-61-4

Có công suất động cơ Nđc = 13 Kw

Số vòng quayNđc= 1460 v/phút

- Hiệu suất 86%

CHƯƠNG II: PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

I Tính tỉ số truyền chung:

Ta có: ic =

g

đc n

n

tan

Trong đó: nđc = 1460 v/p số vòng quay động cơ

ntang = 101,9 v/p số vòng quay của tang

Vậy ic =

n

n dc =

9 , 101

1460= 14,32 Với ic = ih iđ

Trong đó:

ih : tỉ số truyền của các bộ truyền bánh răng trong hộp

iđ : tỉ số truyền của bộ truyền đai

- Theo ta chọn :

730 =251,9 (v/p)

N2 = N1 η2å η 3 = 12,4 0,995 0,97= 11,96 (KW)

Mx2 = 9,55 106 453786

7 , 251

96 , 11 10 55 ,

9 ,

251 =104,8 (v/p)

N3 = N2 η2 η3 = 11,96 0.995 0,97 = 11,54 (KW)

Mx3 = 9,55 106 1051593

8,104

54,11.10.55,

Phần 2: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN CHƯƠNG I: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI I.Thiết kế bộ truyền đai

A Chọn loại đai hình thang:

Theo bảng(5-13) trang 93 sách TKCTM:

Giả thiết vận tốc của đai là V>5(m/s) cho nên ta dung loại đaiΕ hoặc Β

1_kích thước tiết diện đai: theo bảng (5-11) trang93 sách

TKCTM

a.h(mm) tiết diện đai F(mm2)

2_đường kính bánh đai nhỏ: theo bảng (5-14) trang 93 sách

TKCTM

D1(mm) Kiểm tra vận tốc đai: cơng thức(5-18) trang 93

V=

60 1000

1460

17 10,5

138

200 15,2

Số vòng quay thực n'

2(trục bị dẫn) Theo công thức (5-8) trang 85 sách TKCTM

Theo bảng (5_16)trang 94 sach TKCTM chọn A≈D2(mm)

5_ tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục A

Theo công thức (5-1)trang 83 sách TKCTM ta có:

Theo tiêu chuẩn: tra bảng(5-12) ta có

Kiểm nghiệm số vòng chạy U trong 1 giây

8 ) (

2 ) (

1 2

2 2 1 2

Amin=A - 0,015L -Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng:

Amax=A + 0,03L

715,5 2,04

Thì ta tìm được ứng suất cho phép [ ]σp (N/mm2)

Ct -hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng, tra bảng

N

v t

0,94 4,73

5

152

207

1,74 0,9

0,89

0,94

2,14

2

10_ tính lực căng ban đầu: S0

Theo công suất(5-25) trang 96 sách TKCTM

α (N)

20 ;12,5

105

4,1 208,2 596,2

CHƯƠNG II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

I Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng của cấp nhanh trong hộp giảm tốc theo số liệu sau:

- Số vòng quay trong 1 phút của trục dẫn n1 =1460 v/p, bộ truyền quay 1 chiều

- Yêu cầu làm việc trong 5 năm

- Mỗi năm 300 ngày làm việc

- Mỗi ngày 2 ca ,1 ca 8 giờ

1 Chọn vật liệu làm bánh răng

a) Bánh răng nhỏ: Theo bảng (3-8) ta chọn thép 45 thường hoá

Giả sử đường kính phôi dưới 100 mm

- Theo bảng (3-8)

- Giới hạn bền kéo σbk = 600 (N/mm2)

- Giới hạn chảy σch = 300 (N/mm2)

- Độ cứng HB =220

- Dùng phôi rèn vì phôi rèn có cơ tính cao

b) Bánh lớn : chọn thép 35 thường hoá

- Giả sử đường kính phôi từ 300÷500 mm có:

- Giới hạn bền kéo σbk = 480 (N/mm2)

- Giới hạn chảy σch = 240 (N/mm2)

- Độ cứng HB = 190

- Dùng phôi rèn vì phôi rèn có cơ tính cao

2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

a) Ứng suất tiếp xúc cho phép:

- Số chu kì làm việc tương đương của bánh lớn

N2 =5 300 2 8 60 251,7 = 362.106

- Số chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ

N1 = ibn N2 = 2,9 362.106 =1049,8.106

- Theo (3-9)trang 43 ta có số chu kì cơ sở N0 =107

- Vì N1 và N2 đều lớn hơn số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và

đường mỏi uốn nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn

- Theo bảng (3-9) trang 43 sach TKCTM :chọn [σ]Notx = 2,6 HB

- Ưùng suất tiếp xúc cho phép đối với bánh nhỏ

σ

σ

K n

K k

6 , 1 4 , 1 (

- Trong đó σo và σ-1: giới hạn mỏi uốn trong chu kì mạch động và trong chu kì đối xứng:

σ-1=(0,4÷0,45) σbk

- Vì phôi là thép thường hoá tôi cải thiện nên chọn hệ số n=1,5

kσ =1,8 hệ số tập trung ứng suất chân răng

3 Chọn sơ hệ số tải trọng: K=1,3

4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: ψA = 0,3

5 Tính khoảng cách trục: A

- Theo bảng (3-10) bộ truỵền bánh răng trụ răng thẳng, ta có công thức:

A ≥ (i ± 1) 3

2 6

.

] [

10 05 , 1

θ ψ

N K

- Trong đo ù: ibn = 2,9 tỉ số truyền

n = 251,7 (V/P) : số vòng quay trong một phút của bánh răng bị dẫn

N = 12,4 KW: công suất

A ≥ (2,9 + 1) 3

2 6

25 , 1 7 , 251 3 , 0

3 , 1 4 , 12 9 , 2 494

10 05 , 1

2 1000

60

1 1

) 1 9 , 2 ( 60000

730 176 14 , 3 2

+ =3,35 (m/s) (3-17)

- Với vận tốc này có thể chế tạo bánh răng theo cấp chính xác 9 bảng (3-11)

7 Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A

- Hệ số tải trọng K được tính theo công thức

K = Ktt Kđ

- Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của bánh răng HB < 350 nên chọn

Ktt = 1: số tập trung tải trọng

- Đối với bánh răng trụ răng thẳng

Giả sử b >

β sin

m , 5 n

2 với cấp chính xác 9 và vận tốc vòng V< 3 m/s tra bảng 14) ta chọn

(3-Kđ = 1,2: hệ số tải trọng động

⇒ K = 1 1,2 = 1,2

Trị số K điều chỉnh khơng chênh lệch so với đã chọn sơ bộ nên lấy A=176(mm)

8 Xác định mođun, bánh răng và chiều rộng bánh răng và gĩc nghiêng:

cos

985 , 0 176 2 + = 29,6 =30 răng

+ Số răng bánh lớn :

m , 5 n

2 = 51,9 (mm) thỏa mãn

Ta chọn b1=55 (mm) b2=50 (mm)

9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

-Tính số răng tương đương của bánh nhỏ:

] [

.

10 1

,

19

,, 2

y1 = 0,47 hệ số dạng răng của bánh nhỏ

y2 = 0,511 hệ số dạng răng của bánh lớn

n = 730 V/p số vòng quay của bánh răng

θ ,,=1,5

- ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ

σu1 =

55 5 , 1 730 30 3 47 , 0

4 , 12 3 , 1 10 1 , 19

σu2 = 40,3

511 , 0

47 ,

0 =36,7 (N/mm2)

σu2 ≤ [σ]u2

10 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

Mođun mn= 3 mm

86

-Khoảng cách trục A

A = 175 (mm)

Chiều rộng bánh răng: b = 55 mm

* Đường kính vòng đỉnh răng:

4 , 12 10 55 , 9

=3565 (N)

-Lực hướng tâm:

20

3565 tg = 1312,3 (N) -Lực dọc trục:

20 8,6 30; 86

3565

1312

539

II Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm

1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:

*Bánh nhỏ: theo bảng (3-8) trang 40 ta chọn thép 45 thường hoá

- Giả sử đường kính phôi (100÷300) mm

- Giới hạn bền kéo σbk = 580 N/mm2

- Giới hạn chảy σch = 290 N/mm2

- Độ cứng HB = 220

- Dùng phôi rèn

* Bánh lớn: ta chọn thép 35 thường hoá

Giả sử đường kính phôi (300÷500) mm

- Giới hạn bền kéo σbk = 480 N/mm2

- Giới hạn chảy σch = 240 N/mm2

- Độ cứng HB = 190

- Dùng phôi rèn

2 Định ứng suất cho phép:

a) Ưùng suất tiếp xúc cho phép:

Số chu kì làm việc của bánh lớn

N2 = 5.300.2.8.60.104,8 = 150.106

Số chu kì làm việc của bánh nhỏ

N1 = N2.ibt=2,4.150.106= 360.106

Theo bảng (3-9) trang 43 ta chọn số chu kì cơ sở N0= 107

- Vì N1 và N2 đều lớn hơn số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và

đường cong mỏi uốn nên khi tính ứng suất của bánh nhỏ và bánh lớn lấy KN’’ =

KN’ = 1

- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ

[σ]tx1 = [σ]Notx KN

Trong đó:

[σ]Notx ứng suất mỏi tiếp xúc cho khi bánh răng làm việc lâu dài

- Theo bảng (3-9) chọn [σ]Notx = 2,6 HB

- Ưùng suất tiếp xúc cho phép đối với bánh nhỏ:

[σ]tx1 = 2,6.HB.KN = 2,6.220.1=572 N/mm2

- Ưùng suất tiếp xúc cho phép đối với bánh lớn:

[σ]tx2 = 2,6.HB.KN’’

= 2,6.190.1=494 N/mm2

b) Ưùng suất uốn cho phép

- Ta có số chu kì cơ sở của đường cong mỏi uốn No = 5.106

N N

u

K K

σ σ

- Vì phôi là thép thường hoá tôi cải thiện nên chọn hệ số n = 1,5

- KN =1,8 hệ số tập trung ứng suất chân răng

3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: k =1,3

4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng :

ψA = A

b =(0,3÷ 0,45)=0,4

5 Tính khoảng cách trục A

- Theo bảng (3-10) bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ta có công thức

3

3 ' 2

2 6

] [

10 5 , 10 )

1

(

n

KN i

i

A

A bt tx bt

θψ

i=2,4 tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm

n = 104,8 số vòng quay một phút của bánh răng bị dẫn

θ’ = 1,25 hệ số phản ánh sự tăng năng tải

N = 11,96 KW công suất trục 2

- Vì bộ truyền có công suất tách đôi nên công thức khoảng cách trục, công suất phải chia cho hai

- Ta có: A ≥ (2,4 + 1) 3

2 6

25 , 1 8 , 104 4 , 0

3 , 1 96 , 11 4 , 2 494

10 05 , 1

2 1000

60

1 1

) 1 4 , 2 ( 60000

7 , 251 210 14 , 3 2

Theo bảng (3-11) ta chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là 9

7 Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A

- Hệ số tải trọng K được tính theo công thức

K = Ktt Kđ

- Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của bánh răng HB < 350 nên chọn

Ktt = 1: số tập trung tải trọng

- Đối với bánh răng trụ

Kđ = 1,2: hệ số tải trọng động

⇒ K = 1 1,2 = 1,2

- Vì hệ số K =1,2 không khác nhiều so với k sơ bộ, nên khoảng cách trục A

-

8 Xác định mođun, số răng, góc nghiêng và chiều rộng bánh răng:

+ Mođun pháp: mn = (0.01 ÷ 0,02)A

Z1 =

) 1 (

9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

- theo bảng 3-16 cơng thức 3-34 trang 51:

n Z n b m

Y

N K

] [

10 1 , 19

2

6

σ

≤Trong đó

mn = 4 mm

y1 = 0,44 hệ số dạng răng của bánh nhỏ

y2 = 0,511 hệ số dạng răng của bánh lớn

n = 251,7 V/p số vòng quay của bánh răng

- ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ

1 1 1

2

1

2 6

.

10

Y

N K

n

=

7 , 251 85 5 , 1 32 4 44 , 0

96 , 11 2 , 1 10 1 , 19

44 ,

Góc ăn khớp α = 200

Đường kính vòng chia

Chiều rộng bánh răng: b = 85 mm

* Đường kính vòng đỉnh răng

96 , 11 10 55 , 9

=7090 (N)

Lực hướng tâm:

Pr2= P2 tgα =7090 0,364= 2580 (N)

Thông số Kí hiệu Trị số Khoảng cách trục A

PHẦN 3 : THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN CHƯƠNG I :THIẾT KẾ TRỤC

I Tính sơ bộ

*chọn vật liệu thép 45 chọn

[ ]τ x = 30 /N mm C2 , = 120

I.theo công thức (7-2) trang 114 ta có :

C:hệ số phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép C=120

1 Đối với trục I

N= 12,4 kw

n= 730 v/ph suy ra:

) ( 30 730

4 , 12

n= 251,7 v/ph

suy ra:

) ( 5 , 44 7 , 251

96 , 11

54 , 11

II Tính gần đúng

-theo bảng (7-1)trang 118 ta chọn bạng kích thước như sau:

-khoảng cách từ thành trong hộp đến mặt bên của ổ lăn: 10 mm

- khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp: 10 mm

- đường kính bu lơng cạnh ổ để ghép nắp vào thân hộp :16(mm)

- chiều rộng của ổ lăn B=25mm

- chiều cao bu lơng ghép nắp ổ và chiều dày nắp bu long lấy: 16 mm

- chiều cao của lắp hộp vào đầu bu lơng: chọn sơ bộ

mm

l3= 16

- khe hở giữa mặt bên bánh đai và đầu bu long lấy: 10 mm

- Chiều rộng bánh đai B = 105mm

- chiều rộng bánh răng cấp nhanh:55mm ;và 50mm

- chiều rộng bánh răng cấp chậm:85mm ; và 80 mm

* Ta tìm chiều dài các đoạn trục cần thiết và khoảng cách các gối đỡ

- Khoảng cách giữa gối đỡ trục và điểm đặt lực của bánh đai tác dụng lên trục là:

mm

B l l

B

2

25 15 16 2

105 2

) ( 2

91 539 96 1866 160

1312 2

1 )

1

N c

b a

d P l R b a p

+ +

−

− +

=

⇒

) ( 5 , 3149 45

, 28 1312 1866

P R

R AY = đ + r − BY = + − =

*Theo phöông ngang

) ( 3 , 972 7 , 2592 3565

) ( 7 , 2592 220

160 3565 )

(

) (

0 ) (

) (

1

1 1

N R

P R

N c

b a

b a P R

c b a R b a P M

BX AX

BX

BX AX

+

=

⇒

= + +

− +

.

l R

M U = đ = =

m-m:

2 2

ux uy

Trong đó:

) ( 157758

) ( 155562 60

7 , 2592

) ( 5 , 26234 60

45 , 28 2

91 539

2

1

1

mm N M

mm N C

R M

mm N C

R

d P M

U

BX UX

By a

= +

=

+Tính đường kính trục tại tiết diện n-n và m-m:

*Tại tiết diện n-n:

Theo công thức(7-3)trang 117 sách TKCTM ta có:

[ ]σ = 50 (N/mm2 )

Theo công thức(3-53) trang 117 sách TKCTM ta có:

) ( 162219

10 55 ,

mm N n

N

) ( 227653

75 ,

*Tại tiết diện m-m:

) (

M U =

) (

M tđ =

211243 1

-vì trên trục có rănh then nên ta lấy tiết diện: m-m là d =40 mm

Tiết diện n-n là d =35 mm

+

-1

Thiết kế trục II:

-Lực vòng tác dụng lên bánh răng cấp nhanh: p2=3625 (N)

-Lực vòng tác dụng lên bánh răng cấp chậm: p3=7090 (N)

-Lưïc hướng tâm tác dụng lên bánh răng cấp nhanh: pr2 = 1312 (N)

-Lưïc hướng tâm tác dụng lên bánh răng cấp chậm:pr3 = 2580 (N)

-Lực dọc trục pa2=539 (N)

-a=77,5(mm) khoảng cách gối đỡ trục và điểm đặt của bánh răng cấp chậm

-b=82,5(mm) khoảng cách điểm đặt của bánh răng cấp chậm và bánh răng cấp nhanh

-C=60(mm) khỗng cách giữa gối đỡ trục và điểm đặt của bánh răng cấp nhanh

d2= 260 (mm)

+ Tính phản lực các gối đỡ trục:

* theo phương đứng

) ( 8 , 1631

) ( 8 , 363 )

(

2 )

(

0 ) (

2 )

(

2 3

3

2 2 2

2 2 2

3

N P

R P R

N c

b a

a P

d P b a P R

c b a R

d P b a P a P M

r Dy r cy

r a

r DY

DY a

r r CY

=

− +

=

= +

+

− +

+

=

= + + +

− +

) ( 5730 )

(

) (

.

0 ) (

) (

2 3

2 3

2 3

N R

P P R

N c

b a

b a P a P R

c b a R b a P a P M

DX CX

DX

DX CX

=

− +

=

= +

+

+ +

=

= + +

− + +

=

∑

425,9N 1731,9N 81832,2N 105150,2N81842,2N

42445N 42445N

+

+

-

*Tính momem do lực dọc trục gây ra:

2 2

UX UY

U

a

M M

, 386337 126480

) ( 5 , 386337 5

, 77 4985

) ( 126480 5

, 77 1632

2 2

)

M

mm N a

R M

mm N a

R M

e e U

CX UX

CY UY

= +

91898

) ( 343800 60

5730

) ( 91898 2

260 539 60 8 , 363 2

.

2 2

) (

2 2

mm N M

mm N C

R M

mm N

d P C R M

i i U

DX UX

a DY

UY

= +

= +

10 55 , 9 2 2

6

mm N n

N

) ( 565415

75 ,

*Tại thiết diện i-i:

) ( 530174 453786

75 , 0 355870

75 ,

,

3 )

Thiết kế trục III

-Lực vịng tác dụng lên banh răng cấp chậm p4= 7090 (N)

-Lực hướng tâm của bánh răng thẳng pr4= 2580 (N )

5 , 77 2580

c b a

a p

+ +

=

⇒

) ( 2 , 1671 8

, 908 2580

P

R EY = r − FY = − = ∑M EX =P4.a−R FX(a+b+c)=0

) ( 6 , 2497 220

5 , 77 7090

c b a

a p

+ +

=

⇒

) ( 4 , 4592 6

, 2497 7090

, 77 2 , 1671

R

M UY = EY = =

2 2

ux uy

) ( 355911 5

, 77 4 , 4592

R

M UX = EX = =

) ( 7 , 378744 355911

75 , 0 7 ,

[ ] 4 , 8 59( )

986323 1

III.Tính chính xác:

Các yếu tố ảnh hưởng đến sức bền trục

- Theo công thức (7-5) trang 120 ta có

] [

2

n n

n n

+

=

σ τ

τ σ

-Vì trục quay nên ứng suất pháp tay đổi theo chu kỳ đối xứng

ω

= σ

= σ

=

min max a

MVậy

a

k

n

σεβ

σ

σ σ

σ

.

k

n

τψτεβ

τ

τ τ

τ

.

. 0

1 +

- với giới hạn mỏi uốn và xoắn là:

Trục làm bằng thép các bon 45

ta có

2

b = 600 N / mm σ

) / ( 270 600 45 , 0 45 ,

τ

1 kiểm nghiện sức bền trục I:

Đường kính trục trục tại tiết diện m-m là d=35 mm

-Theo bảng (7-3b) trang 122 với đường kính trục 35 mm ta có:

) (

mm N W

1 0 ,

* Theo bảng (7-8) trang 127 hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then

1 , 5

63 , 1

895 , 1

p≥

+ Tra bảng (7-10) trang 128 ta có

7 , 2

=

σ

σ τ

τ

εε

k k

-Thay cá trị số tìm đuợc vào công thức (7-6) và(7-7)

32 , 2 1 , 43 7 , 2

270

σ

σ σ σ

91 , 6 3 , 10 05 , 0 3 , 10 73 , 0

5 , 1

150

. 0

+

= +

m a

k

n

τψτεβ

τ

τ τ

τ

+ Vậy hệ số an toàn

[ ] ( 1 , 5 2 , 5 )

2 , 2 91 , 6 32 , 2

91 , 6 32 , 2

2 2

2 2

÷

=

= +

= +

=

n

n n

n n n

τ σ

σ τ

+ Vậy thỏa điều kiện

] n

[

n ≥

nên đường kính trục tại (m-m) là 35 mm vật liệu chế tạo phù hợp

2 kiểm nghiệm sức bền trục II

+Tại thiết diện (e-e) và với d=52 mm

-Theo bảng (7-3b) trang 122 với đường kính trục 52 mm ta có