Đồ án môn học công nghệ chế tại máy

Tài liệu tham khảo Đồ án môn học công nghệ chế tại máy

- Rẻ ,dễ kiếm , dễ sử dụng và phù hợp với lới điện sản xuất

- Để đạt hiệu quả kinh tế cao cần chọn động cơ có kích thớc và công suất phù hợp.

A Xác định công suất cần thiết của động cơ

Tra bảng 2.3 (trang 19), ta đợc các hiệu suất:

 Hiệu suất làm việc của cặp ổ lăn : ol= 0,99 ( vì ổ lăn đợc che kín),

 Hiệu suất làm việc của cặp bánh răng: br= 0,97 (bánh răng đợc

che kín),

 Hiệu suất làm việc của khớp nối : k= 0.99 (chọn khớp nối mềm),

 Hiệu suất làm việc của bộ truyền đai : đ = 0,95

 Hiệu suất làm việcchung của bộ truyền :

- Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống Uc

*) Gọi tỉ số truyền sơ bộ của toàn bộ hệ thống là usb Theo bảng 2.4 truyền

động bánh răng trụ nghiêng hộp giảm tốc 1 cấp, truyền động đai (bộ truyền ngoài):

Ta có : P td=7,5kW ; n db=1500(vg / ph ) ; Tmm T =1,4

Theo bảng phụ lục P1.1 ( trang 234 ).

Ta chọn đợc kiểu động cơ là : K160S4

Các thông số kĩ thuật của động cơ nh sau :

Bảng 1.1 Bảng đặc trưng cơ-điện của động cơ

d

(mm)

lực50Hz 60Hz

Kết luận : động cơ K132M4 có kích thớc phù hợp với yêu cầu thiết kế.

PHẦN II:PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN.

Ta đã biết : usbc= uh.ung.

Tỷ số truyền chung :

Trục

Thông số

Trục động cơ

ẦN IV : TíNH TOáN THIếT Kế CHI TIếT MáY.

i TíNH TOáN Bộ TRUYềN TRONG HộP GIảM TốC.

1.tính toán bộ truyền bánh răng trụ nghiêng.

do không có yêu cầu gì đặc biệt ta chon vật liệu cho hai bánh răng nh nhau.

với mH = mF =6 (bậc của đờng cong mỏi).

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở:

 ta có : N HE1>N HO 1 nên thay N HE1=N HO1

 N HE2>N HO 2 nên thay N HE2=N HO2

530.1 1,1 =481,8 MPa;

Vì bộ truyền là bánh trụ răng nghiêng nên :

[σ F]2=σ o F lim 2 K FL

414 1

1, 75 =236 ,5 (MPa)

ứng suất quá tải cho phép ,theo (6.10) và (6.11) ,ta có

[σ H]max =2,8 σchay2 =2,8.450=1260 (MPa).

[σ F 1]max =0,8 σchay1 = 0,8.580=464 (Mpa)

[σ F 2]max =0,8 σchay2 = 0,8.450=360 (Mpa)

Với: T1: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, T1 =178991,69N.mm

Ka : hệ số phụ thuộc vào loại răng ;

- §êng kÝnh l¨n : dw1 = 2.aw1 / (ubrt + 1) = 2.140 / 6 = 46 mm,

dw2 = u2 dw1 = 5.46 =230 mm;

1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Áp dụng công thức Hezt ta xác định được ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên răng phải thỏa mãn điều kiện

với αtw =arctg(MPa) tg20o/cosβ)=arctg(MPa) tg200/0,95)=20,96

(MPa) tgβb=cosφt.tgβ=cos(MPa) 20, 96)tg(MPa) 16,57)=0,27

Bảng 6.15 (MPa) Trang 107-tài liệu[1]  H = 0,002.

Bảng 6.16 (MPa) Trang 107- tài liệu[1])  go = 73

Bảng 6.7 (MPa) Trang 98- tài liệu[1])  KH = 1,01

 KH = KH.KHV KH =1,03.1,13.1,025= 1,193

Thay số : H = 274 1,68 0,94√2302.178991 ,69.1,193 (5+1)2.41.5 =433 ,18 (MPa) Mpa)

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [H] = [H] ZRZVKxH

Với v =0,81 m/s  ZV = 1 (MPa) vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9 Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra =1,250,63 m Do đó

ZR = 1 với da< 700mm  KxH = 1

 [H] = 517,75.1.1.1=517,75 MPa

Nhận thấy rằng H < [H] do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng điều kiện bền do tiếp xúc

1.5- Kiểm nghiệm độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay:

Điều kiện bền uốn cho răng:

F1 =

2.T1 K F Y ε Y β Y F1

b.m nw d w 1  [F1] F2 =

σ F 1 Y F 2

Y F 1  [F2] Trong đó: T1- Mô men xoắn trên bánh chủ động, T1 = 178991,69 Nmm;

mnw- Mô đun pháp trung bình, với bánh răng trụ răng nghiêng

mnw = mtw = 2(MPa) mm);

bw -Chiều rộng vành răng, bW = 42 (MPa) mm);

dw1 -Đường kính trung bình của bánh răng chủ động, dw1 = 46 (MPa) mm);

 zvn2 =

110cos3(16 ,570) = 124,92

 Lấy zv1=25 ,zv2=125 Nội suy ta có kết quả

 YF1, YF2 - Hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, Theo bảng 6 18 - tr 109 - Tài liệu [1], ta có: YF1 = 3,90 ; YF2 = 3,60;

Với hệ số dịch chỉnh x1=x2=0 (MPa) khi  = 1,70 và HB2320, HB1-HB270)

KF - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp, với bánh răng trụ răng nghiêng theo bảng 6 14- tr 107- tài liệu [1]

u (MPa) 3.63)Trong đó:

F - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6 15 - tr 107 - tài liệu [1], ta chọn F = 0,006;

g0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6 16 - tr 107 - tài liệu [1], với câp chính xác 9, do mô đun bánh răng ứng với đến 3mm, ta chọn g0 = 73;

v - vận tốc vòng (MPa) như đã tính về tiếp xúc), v = 0,81 (MPa) m/s)

dm1 - Đường kính của bánh răng nhỏ, dw1 = 46(MPa) mm)

u - tỷ số truyền thực tế, ubrt = 5;

b - Chiều rộng vành răng, b = 42 (MPa) mm) ;

T1 - Mô men xoắn trên trục của bánh răng chủ động, T1 = 178991,69(MPa) Nmm);

 vF = 0,006 73 0,81 √46 (5+1)5 = 2,63

Thay các kết quả trên vào công thức (MPa) 3.44), ta tính được:

KFv = 1 +

2,63.42.46 2.178991,69.1,03.1,37 = 1,01

Từ công thức (MPa) 3 -61), ta tính được:

Như vậy điều kiện bền mỏi uốn được đảm bảo

1.6 KiÓm nghiÖm r¨ng vÒ qu¸ t¶i

øng suÊt qu¸ t¶i cho phÐp :

v× F1max < [F1]max ,F2max < [F2]max nªn r¨ng tho¶ m·n

KÕt luËn: víi vËt liÖu trªn th× bé truyÒn cÊp chËm tho¶ m·n c¸c yªu cÇu kÜ thuËt.

1.7 Thông số cơ bản của bộ truyền

- Khoảng cách trục: aw = 140 (MPa) mm)

- Môđun pháp bánh răng: mn =2 (MPa) mm.)

- Chiều rộng bánh răng: bw = 42 (MPa) mm)

Thông số lực ăn khớp của bộ truyền bánh răng nghiêng:

-Lực tác dung lên bánh răng nghiêng nhỏ

-Lực tác dung lên bánh răng nghiêng lớn:

.2

w

d

T

10 Đường kính vòng đáy df df1= 41 mm

df2 =225 mm

II.tÝnh to¸n bé truyÒn ngoµi hép ( Bé truyÒn ®ai thang)

2.1Chọn tiết diện đai.

Dùa vµo c«ng suet cÇn truyÒn Plv= 5,95 vµ sè vßng quay cua b¸nh ®ai nhá :n=ndc=1450

Chọn tiết diện đai A với các thông số:

13 11

400

Hình 2.1 Mặt cắt ngang của đai thang:

2.2Tính toán sơ bộ đai

Theo (MPa) 4.2) tài liệu [1]

  = 0,02

 Chọn đường kính bánh đai lớn là:

chọn : =0,02

d2 = 4,3 d1 (MPa) 1 - ) = 5.140(MPa) 1 - 0,02) =505(MPa) mm)

Theo bảng 4.21 tài liệu [1] chọn đường kính tiêu chuẩn

4,3 .100%=1,6%<4 % Thỏa mãn điều kiện

 Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai

Theo bảng 4.14 trang 60 tài liệu [1] chọn khoảng cách trục dựa theo tỉ số truyền u vàđường kính bánh đai d2:

Chän a=d2=500mm

Kiểm tra điều kiện a:

0,55(MPa) d1 + d2) + h  a  2(MPa) d1 + d2)`

2(MPa) d1 + d2) = 2 (MPa) 120 + 500) = 620mm

 thỏa mãn điều kiện

Theo (MPa) 4.4) tài liệu [1]

Từ khoảng cách trục a đã chọn, ta có chiều dài đai:

Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây

Theo (MPa) 4.15) tài liệu [1] ghh

i= v

l =

10,62

2,0 =5,31<imax

với imax = 10 vòng/giây

- Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2000 mm

Theo (MPa) 4.6) trang 54 tài liệu [1]

+ C : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm 1

Bảng 4.15 trang 61 tài liệu [1]  C = 1-0,0025(MPa) 180- α1 ) = 0,88với  = 131,67o

+ Cl : hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai

+ Kđ : hệ số tải trọng tĩnh

Bảng 4.7 trang 55 tài liệu [1]  Kđ = 1,0

+ Cu : hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền

Bảng 4.17 trang 61 tài liệu [1]  Cu = 1,14 với u = 4,25

+ [Po] : công suất cho phép (MPa) kW)

Bảng 4.19 trang 62 tài liệu [1]  [Po] = 1,94 kW

+ qm: khối lượng 1 m chiều dài đai

Theo bảng 4.22 trang 64 tài liệu [1]

qm = 0,105 kg/m

+ v: vận tốc vòng =10,62(MPa) m/s)

+ P1: công suất trên bánh đai chủ động

Theo (MPa) 4.19) trang 63 tài liệu [1]

B t

Số đaiLực tác dụng lên trục

d1, mm

d2, mm

B, mm

l, mmz

Fr, N

12050050 20003

1038

III THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN KHỚP NỐI

1 Chän vËt liÖu:

Chän vËt liÖu chÕ t¹o trôc lµ thÐp 45cãb= 600 MPa.

øng suÊt xo¾n cho phÐp [] = 12 20 Mpa

d II sb=3√ T2

0,2 τ=

3

√89556 , 640,2 20 =28 , 18 mm Đường kính sơ bộ trục III

mm

Lmm

lmm

Chọn vòng đàn hồi bằng cao su

- Kiểm nghiệm độ bền của vòng đàn hồi và chốt:

Theo điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi, công thức trang 69 – Tài liệu [2]

d =

2kT

Z D0.d c l3  [

d] (MPa) III -1)

Trong đó: k - Hệ số chế độ làm việc, theo bảng 16 1 - tr 58 - Tài liệu [2],

với máy công tác là băng tải, ta chọn k = 1,8;

[d] - ứng suất dập cho phép của vòng đàn hồi cao su, lấy [d] = 3 MPa;  d =

2.1,8.89556,64

4.90.14.28 = 2,28(MPa) MPa) < [d] = 3 (MPa) MPa); thỏa mãn điều kiện bền

dập của vòng đàn hồi cao su

- Kiểm nghiệm về sức bền của chốt theo công thức:

u =

k T l0

0,1.d c3 D0.Z  [u] (MPa) III -2)Trong đó: l0 = l1 +

l2

2 = 34 + 16 = 50 (MPa) mm) [u] - ứng suất uốn cho phép của vật liệu làm chốt, [u] = (MPa) 60…80) MPa;  u =

Fkn = (MPa) 0,2…0,3)F t ' (MPa) III -3)

Với F t ' - lực vòng trên khớp nối, F t ' =

2.T I

D t (MPa) III -4) Trong đó: TI - Mô men xoắn trên trục I, TI = 8023,32(MPa) Nmm);

Dt - Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt, theo bảng 3.1 và hình 3.1, ta

có Dt = 90 (MPa) mm);

 F t ' =

2.89556,64

90 = 1990,14 (MPa) N)

Từ đó ta tính được: Fkn = (MPa) 0,2…0,3) 1990,14= (MPa) 398,02…597,04) (MPa) N);

Chọn giá trị trung bình của hai giá trị trên, ta được: Fkn = 497,53 (MPa) N)

- Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền:

- Hình 6.2: Chiều quay của các trục

- Hình 6.3 Chiều quay và lực tác dụng lên trục khi bánh răng làm việc

 Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền:

- Chiều dài moay ơ bánh đai, moay ơ đĩa xích được xác định theo công thức sau:

lmki = (MPa) 1,2…1,5)dk (MPa) IV -2)

Trong đó: dk là đường kính của trục đĩa xích hoặc bánh đai;

Chiều dài moay ơ bánh đai bị dẫn: lm11 =(MPa) 1,2…1,5) 35 = (MPa) 42… 52,5) mm; lấy: lm11 = 42 (MPa) mm);

- Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng xác định theo công thức:

lmki = (MPa) 1,2…1,5)dk (MPa) IV -3)

Trong đó dk là đường kính của trục bánh răng trụ răng nghiêng

 Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng nhỏ:

lm12 = (MPa) 1,2…1,4) 35 = (MPa) 42…49) mm; lấy lm12 = 45 (MPa) mm);

Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng lớn:

lm21 = (MPa) 1,2…1,4) 30 = (MPa) 36…42) mm; lấy lm32 = 50 (MPa) mm);

- Chiều dài moay ơ nửa khớp nối (MPa) đối với nối trục vòng đàn hồi):

lmki = (MPa) 1,4…2,5)dk (MPa) IV -4)

 lm22 = (MPa) 1,4…2,5) 30 = (MPa) 36…75) mm; lấy lm22 = 40 (MPa) mm)

- Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10 3 - tr 189 - Tài liệu [1],, ta

có:

+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = (MPa) 8…15) mm; lấy k1 = 10 (MPa) mm);

+ Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp:

k2 = (MPa) 5…15) mm; lấy k2 = 8 (MPa) mm);

+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ:

k3 = (MPa) 10…20) mm; lấy k3 = 15 (MPa) mm);

+ Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông:

hn = (MPa) 15…20) mm; lấy hn =20 (MPa) mm)

-Sử dụng các kí hiệu như sau

K: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i:số thứ tự của tiết diện trục ,trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

lki :khoảng cách từ gối đỡ O đến tiết diện thứ I trên trục k

lmki:chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ I trên trục k

lcki: khoảng công xôn trên trục thứ k tính từ chi tiết thứ i ở ngoàI hộp giảm tốc đến gối đỡ

Lcki=0,5(MPa) lmki +b0) +K3+hn

1.1.Chọn vật liệu

Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng suất

dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng Cho nên thép cacbon và thép hợp kim là nhữngvật liệu chủ yếu để chế tạo trục Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tuy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không

Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá có cơ tính như sau

b= 600 Mpa; ch= 340 Mpa; Với độ cứng là 200 HB

ứng suất xoắn cho phép [] = 12  30 Mpa tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta đang xét

Sơ đồ sơ bộ bộ truyền trong hộp giảm tốc (MPa) Hình 1)

Hình 6.1 Khoảng cách giữa các gối đỡ

3 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

- Lực của bánh đai tác dụng lên trục:

do đường nối tâm của bộ truyền đai làm với phương ngang 1 góc  = 25o do đó lực FR từ bánh đai tác dụng lên trục được phân tích thành hai lực:

Fx12 = FRsin = 1038 Sin25 = 438,67(MPa) N)

Fy12 = FRcos = 1038.cos25 = 940,74 (MPa) N)

 Tính phản lực tại các gối đỡ B và D:

- Giả sử chiều của các phản lực tại các gối đỡ B và C theo hai phương x và y như hình

vẽ Ta tính toán được các thông số như sau:

+ Phản lực theo phương của trục y:

My(MPa) D) = Fy12.(MPa) l11+l12)+Fy10.l11-Fr1.(MPa) l11-l13)-Fa1.dw1/2= 0

Tính đường kính của trục

Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có d = 35(MPa) mm), vật liệu chế tạo

trục là thép 45, tôi cải thiện, có b ≥ 600 MPa; theo bảng 10 5 - tr 195 Tài liệu [1], ta

có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là:

+ Xét mặt cắt trục tại điểm A - điểm có lắp then với bánh đai bị động của bộ truyền:

- Mô men uốn M = M = 0

- Mô men xoắn M = Ft1.dm12 = 7782,25.462 =178991.75(MPa) Nmm )

- Mô men tương đương trên mặt cắt A:

+ Xét mặt cắt trục tại điểm B - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:

- Mô men uốn M = -Fx12.l12 = -438,67.66 = -28952,22 (MPa) Nmm);

- Mô men uốn M : M = -Fy12.l12 = -940,74.66= -62088,84 (MPa) Nmm);

- Mô men xoắn M = Ft1.dm12 = 7782,25.462 =178991.75(MPa) Nmm);

- Mô men tương đương trên mặt cắt B:

M = √ 28952,222+62088,842+0,75.(178991,75)2 = 169474,99 (MPa) Nmm);

sb I

3

].[

1,

0 

td

M

2 2

2 y 0 , 75 z

A x

A y A z

A

td

B x B

y B y B z B td

- Kích thước của trục tại mặt cắt B: dB =

3

√ 169474,99 0,1.63 = 29,96 (MPa) mm) ta chon dB=35mm + Xét mặt cắt trục tại điểm C - điểm có lắp bánh răng nghiêng 1:

- Mô men uốn bên trái M : MC x=-Fx12.(MPa) l12+l13)-Fx10.l13

=-438,67.114+3150,87.48=-201250,14 N

- Mô men uốn bên phải MC x: MC x =-Fx11.(MPa) l11-l13)

=-4192,71 (MPa) 96-48) =-201250,08 N

Mô men uốn bên phải

M : M p= -Fy11.(MPa) l11-l13) =-1520,64(MPa) 96-48) =-72990,72(MPa) Nmm);

M t = -Fy12.(MPa) l12+l13) -Fy10.l13=

-[940,74.(MPa) 66+48)+ 395,91.48]= -140500,8(MPa) Nmm);

- Mô men xoắn M = 0 (MPa) Nmm);

- Mô men tương đương trên mặt cắt C:

- Mô men uốn M = 0;

- Mô men uốn M = 0

- Mô men xoắn M = 0 (MPa) Nmm);

- Mô men tương đương trên mặt cắt D:

M = 0(MPa) Nmm);

- Kích thước của trục tại mặt cắt D: dD = 0(MPa) mm)

- Như vậy để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng bộ khi chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngụng trục tại B và Dlà như nhau:

dB = dD = 35 (MPa) mm)

Ta chọn dD = 35 (MPa) mm)

C x

C y

C y

C y

C z

C td

D x D y D z D

td

z y

Hình6.5 Kết cấu trục hai

F(MPa) Y) = Fy20 + Fr2 -Fy21 = 0

 Fy21 = Fy20 + Fr2 = 1445,19- 2657,29 = 4102,48 (MPa) N);

2

2

m

d

+ Xét mặt cắt trục tại điểm K - điểm có lắp ổ lăn với vỏ của hộp giảm tốc;

- Mô men uốn M = M = 0

- Mô men xoắn M = 0

+ Xét mặt cắt trục tại điểm P - điểm có bố trí rãnh then lắp bánh răng nghiêng lớn:

- Mô men uốn M = -F x20 l23 = -4176,17.48 = -200456,06 (MPa) Nmm);

- Mô men uốn MxQ = -Fkn l22 = -497,53.55 = -27364,15 (MPa) Nmm);

- Mô men uốn M :

M = -Fy20 l23 = -1445,19 48 = -69369,12 (MPa) Nmm);

M = Fy21(MPa) l21- l23) = 4102,48.48= 16919,04 (MPa) Nmm)

- Mô men xoắn M = 894958,75 (MPa) Nmm);

sb II

3

].[

1,

0 

td

M

2 2

2 y 0 , 75 z

K x

K y K z

P x

P y