Báo cáo đồ án môn học chi tiết máy

PhÇn 1: Chän ®éng c¬ vµ ph©n phèi tØ số truyÒn 1. Chän ®éng c¬ ®iÖn  X¸c ®Þnh c«ng suÊt cña ®éng c¬ §Ó chän ®éng c¬ ®iÖn, cÇn tÝnh c«ng suÊt cÇn thiÕt. NÕu gäi Plv c«ng suÊt trªn b¨ng t¶i, hiÖu suÊt chung, Pct c«ng suÊt cÇn thiÕt, hệ số đẳng trị th× ta cã: Trong ®ã: F Lùc kÐo b¨ng t¶i F = 11500 (N). v VËn tèc băng t¶i v = 0,34 (ms). HiÖu suÊt cña hÖ thèng: ŋ = ŋđ.ŋol2.ŋbr. ŋkN.ŋot Tra b¶ng (2.3) ta cã: ŋk HiÖu suÊt khíp nèi ŋk = 0,99 ŋol HiÖu suÊt mét cÆp æ l¨n ŋol = 0,99 ŋot HiÖu suÊt mét cÆp æ trượt ŋot = 0,98 ŋbr HiÖu suÊt bé truyÒn b¸nh r¨ng ŋbr = 0,95 ŋđ HiÖu suÊt bé truyÒn đai ŋđ =0,95 (Tra bảng 2.3 trang 19) => = 0,95.0,992.0,95.0,99.0,98 = 0,86 => Pct = β =0,72. = 3,26 (kW)

Phần 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

1 Chọn động cơ điện

 Xác định công suất của động cơ

Để chọn động cơ điện, cần tính công suất cần thiết

Nếu gọi Plv- công suất trên băng tải,

- hiệu suất chung,

P ct- công suất cần thiết,

 - hệ số đẳng trị

thì ta có:

ct  lv

P

P 

Trong đó:

P lv 1000F .v

F- Lực kéo băng tải F = 11500 (N).

v- Vận tốc băng tải v = 0,34 (m/s).

P lv 3 , 91kW

1000

34 , 0 11500





- Hiệu suất của hệ thống:

ŋ = ŋđ.ŋol2.ŋbr ŋkN.ŋot

Tra bảng (2.3) ta có:

ŋk - Hiệu suất khớp nối ŋk = 0,99

ŋol - Hiệu suất một cặp ổ lăn ŋol = 0,99

ŋot - Hiệu suất một cặp ổ trượt ŋot = 0,98

ŋbr - Hiệu suất bộ truyền bánh răng ŋbr = 0,95

ŋđ - Hiệu suất bộ truyền đai ŋđ =0,95

(Tra bảng 2.3 trang 19)

=>  = 0,95.0,992.0,95.0,99.0,98 = 0,86



72 , 0 8

6 , 4 ) 65 , 0 ( 4 , 2 0

.

2

1

2 1 2

1 1 2

1



















































ck

mm mm

t

t T

T t T

T t

T T

=> P ct = β lv

P

=0,72 0 , 88

91 , 3

= 3,26 (kW))

 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ

nsb = nlv ut

Trong đó ut = uđ.ubr

Chọn uđ = 4 tỉ số truyền động đai dẹt

Ubr = 4 tỉ số truyền hộp giảm tốc

(Chọn theo bảng 2.4 trang 21/Q1)

=> ut = 4.5 = 16

n lv - Số vòng quay của máy công tác (trục tang quay);

=> n lv D v

.

1000 60





Trong đó:

v : Vận tốc băng tải, v = 0,34(m/s)

D: Đờng kính tang D = 140 (mm)

=> n lv = 3,14.140

34 , 0 1000 60

= 46,40 (v/ph) => nsb = 16.46,4 = 742,4 (vòng/phút)

 Chọn động cơ

Để chọn được động cơ cần thỏa món:

Pđc  Pct ; nđc  nsb

Đồng thời dn

k mm T

T T

T



T

T mm

= 2,2 Hệ số quả tải

Ta có: Pct = 3,26 kW) ; nsb = 742,4 (v/ph)

Tra bảng ta chọn động cơ: 4A132S8Y3

nđc = 720 v/ph

Pđc = 4 kW)

cos= 0,74

% = 83%

2 , 2



dn

k T

T

2.Phân phối tỉ số truyền

 Xác định tỷ số truyền u t của hệ dẫn động

lv

dc

t

n

n

u 

n dc - Số vòng quay động cơ đã chọn, n dc =720 (v/ph)

n lv - Số vòng quay của trục máy công tác, n lv =46,4 (v/ph)

=> 46,4 15,51

720





t

u

Lại cú: ut=u1.u2

Trong đú: u1 là tỉ số truyền của bộ truyền ngoài (theo đai)

u2 là tủ số truyền của bộ truyền trong (hộp giảm tốc)

Theo bảng 2.4 ta chọn u1=4 (theo đai)

=> u2=ut/u1=15,51/4=3,87

SVTH:Đỗ Văn Thức CĐ3.K12 ĐH CN HN

3.Tính toán tốc độ quay, momen, công suất trên các trục

Ta cú: P0 = Pđc = 4 (kw)

n0 = nđc = 720 (vũng/ph)

0 9,55.106 1 9,55.106 7204 53055,55(Nmm)

n

P T

đc



 Tính công suất P trên mỗi trục

Trục 1:

P1=Pđc  đ  ol =4.0,95.0,99=3,76 (kw)

Trục 2:

P2=P1  br  ol =3,76.0,99.0,95=3,53 (kw)

Tính số vòng quay trên mỗi trục

Ta cú: no=nđc=720 (v/ph)

Trục 1:

n 1 = n đc / u đ =720/4 = 180 (v/ph)

Trục 2:

n 2 = n 1 / u br

n 2 = 180/3,87 = 46,51 (v/ph)

Tớnh mụmen

Trục 1:

1 9,55.106 11 9,55.1063,76180 199488,9(Nmm)

n

P

Trục 2:

2 9,55.106 22 9,55.106 463,53,51 724822,6(Nmm)

n P

Lập bảng :

Trục

* Tớnh toỏn chi tiết : Thiết kế bộ truyền

I Truyền động đai dẹt.

1 Chọn loại đai:

Với chế độ làm việc : ờm

Công suất và tốc độ không lớn

Pđc = 4 (kW))

n= 720 (vòng/phút)

 Ta chọn loại vải cao su

2. Xỏc định cỏc thụng số bộ truyền:

* Đường kớnh bỏnh đai nhỏ được xỏc định theo cụng thức sau:

d1= (5,2 6,4) 3

0

T = (5,2 6,4) 3 53055 , 55 = 195,39 240,48 trong đú: T0 là mụmen xoắn trờn trục bỏnh đai nhỏ (trục nối động cơ)

d1 được chọn theo tiờu chuẩn (B20.15 phải < dmin trong bảng 4.6)

Trong trường hợp này ta chọn : d1= 200(mm)

* Đường kớnh bỏnh đai lớn:

d2= d1 u/(1-ε))

trong đú: u là tỉ số truyền ngoài

ε) = 0,01 0,02 (hệ số trượt)

 d2= 200.4/(1- 0,01) = 808,08

 Lấy trị số tiờu chuẩn d2= 800 (mm)

SVTH:Đỗ Văn Thức CĐ3.K12 ĐH CN HN

Tính lại tỉ số truyền theo d:

-Tỉ số truyền thực tế:

) 01 , 0 1 (

200

800 )

1

.(

1





 

d

d

-Sai lệch tỉ số truyền:

4

4 04 , 4













u

u u

u t

*Khoảng cách trục: được xác định theo công thức

a ≥ (1,5 2).(d1+d2) (trong đó hệ số 1,5 dùng cho bộ truyền quay vận tốc nhanh

2 dùng cho bộ truyền quay vận tốc trung bình)

 a ≥ (1,5 2).(200 + 800) = 1500 2000(mm)

 Lấy a = 1500(mm)

3.Chiều dài đai: được xác định:

Từ khoảng cách trục a đã chọn:

L = 2a + π.(d1+d2)/2 + (d2 – d1)2/(4a)

=>L = 2.1500 + 3,14.(200 + 800)/2 + (800 – 200)2/(4.1500)

=>L = 4630 (mm)

Hoặc từ chiều dài nhỏ nhất do yêu cầu về tuổi thọ:

Lmin ≥ v/i

Trong đó: v = π.d1.nđc/60000 = 3,14.200.720/60000 = 7,53 (vận tốc đai)

i là số lần uốn của đai trong 1 giây, i ≤ imax= 3 5

i = 1 , 6

630 , 4

53 , 7





L v

=>Chiều dài đai L thỏa mãn điều kiện

=>Đối với đai cao su tùy thuộc vào cách nối đai mà sau khi tính song ta cần thêm vào L một giá trị khoảng từ 100 400 mm

4.Góc ôm α1 trên bánh đai nhỏ đc xác định theo công thức (4.7) :

 α1 = 1800 – (d2 – d1).570/a = 157 12 "

1500

) 200 800 ( 57







 α1 = 157012” > αmin = 1500

3.Xác định tiết diện đai:

- Diện tích tiết diện đai :

A = b  = Ft.Kđ/[ F] trong đó: b và  là chiều rộng và chiều dày đai.

Ft :lực vòng, Kđ :hệ số tải trọng động

[F] : ứng suất có ích cho phép

+ Ft = 1000 P1/v = 1000.4/7,53 = 53,2 (N)

+ Kđ= 1,2 (tải trọng giao động nhẹ, làm việc 2 ca)

max 1 1

















d d





(đai vải cao su)

=>  = d1/40 = 200/40 = 5

+ [ F ] = [ F ] 0 Cα.Cv.Co trong đó:

Ứng suất có ích cho phép :[F]0= k1 - k2

1

d



=2,5 – 10 401 =2,25 (Vì là đai vải cao su có góc nghiêng nối tâm bộ truyền ngoài là 600

=> ứng suất căng ban đầu  0= 1,8

=> k1=2,5 và k2=10)

Cα : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1 : Cα= 1- 0,003.(180 – α) = 0,93

Cv : hệ số kể đến ảnh hưởng của lực li tâm : Cv = 1- kv.(0,01.v2 -1) = 1,01

(kv= 0,04 : đai vải cao su, v = 7,53 m/s)

C0 : hệ số ảnh hưởng đến vị trí của bộ truyền : C0= 1(chuyền động thường)

 [F ] = 2,25.0,93.1,01.1 = 2,11

 A = b  = Ft.Kđ/[ F ] = 531,2.1,2/2,15 = 296,48

 b = 59,29 (mm). Lấy trị số tiêu chuẩn b = 60 (mm)

 Chiều rộng bánh đai B = 80 (mm) (tra bảng 21 – tập bảng tra CTM)

4.Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục :

- Lực căng ban đầu tác dụng lên trục (công thức 4.12):

F0 =  b   1 , 8 60 5  540 (N) trong đó:  1 , 8MPa góc nghiêng α = 600)

-Lực tác dụng lên trục (công thức 4.13):

Fr = 2F0.sin(α1/2) = 2.540.sin(157012”/2) = 1058,69 (N)

SVTH:Đỗ Văn Thức CĐ3.K12 ĐH CN HN

II Thiết kế bộ truyền bánh răng trong HGT.

1-Chọn vật liệu.

Để thuận tiện cho việc cung cấp vật liệu ta chọn vật liệu hai bánh là nh nhau,vì ở đây tải trọng ờm nên ta chọn vật liệu nh sau

a-Chọn vật liệu bánh nhỏ:

Chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn mặt răng HB 1 = 241 285

Có b1 = 850 [Mpa].

 ch1 = 580 [Mpa].

b-Chọn vật liêu bánh lớn :

Để tăng khả năng chạy mòn của răng ,nên nhiệt luyện bánh lớn có

độ rắn mặt răng thấp hơn bánh nhỏ từ 10 đến 15 HB

Chọn thép 45tôi cải thiện đạt độ rắn mặt răng HB 2 = 192 240

Có b2 = 750 [Mpa].

 ch2 = 450[Mpa].

2- Xác định ứng suất cho phép.

ứng suất tiếp xúc cho phép [H] và ứng suất uốn cho phép [F] đợc xác định theo công thức sau

[H] =

H

HL xH v r H

S

K K Z

.

0 lim



[F ] =

F

Fc FL xF s R F

S

K K K Y

.

0 lim



Trong đó : ZR- Hệ số xêt đến độ nhám của mặt răng làm việc

Zv- Hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng

KxH- Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng

YR- Hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân răng

Ys- Hệ số xét đến ảnh hởng của vật liệu đối với tập chung ứng suất

KxF- Hệ số xét đến kích thớc của bánh răng ảnh hởng đến

độ bền uốn

KFc- Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải vì bộ truyền quay một

Chiều nên K Fc = 1.

KHL,KFL-Hệ số tuổi thọ

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

0 Hlim- ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở.

0 Flim- ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở.

Khi thiết kế sơ bộ lấy Z R Z v K xH = 1 và Y R Y s K xF = 1, do đó công thức ứng suất cho

phép là:

[H] =

H

HL H

S

K

.

0 lim



[F ] =

F

Fc FL F

S

K

K

.

0 lim



Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1=245 Mpa

Chọn độ rắn bánh răng lớn HB2=245 -15=230 Mpa

tra bảng 6.2/1/ đợc

0 Hlim = 2.HB +70 và SH =1,1.

0 Flim = 1,8.HB và SF =1,75.

 0 Hlim1 = 2.HB 1+70 = 2.245 + 70 = 560 [Mpa].

 0 Hlim2 = 2.HB 2+70 = 2.230 + 70 =530 [Mpa].

 0 Flim1 = 1,8.HB1 = 1,8.245 =441 [Mpa]

 0 Flim2 = 1,8.HB2 = 1,8.230 =414 [Mpa]

• Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc là:

NHO = 30.H2,4

HB.

 NH01 = 30.2452,4 =1,6 107

 NH02 = 30.2302,4 =1,39.107

• Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn đối với mọi loại thép

NFo = 4.106 Vì bộ truyền chịu tải trọng động nên chu kỳ tơng đơng là:

NHE = NFE = 60.c t n

Với c: lần lợt là số lần ăn khớp trong mộtvòng: c=1,

n : số vòng quay trong một phút,n1 =364,5v/phút, n2=26,22v/phút t tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét = 15000 giờ

Thay số tính ra ta có: NHE1 = 60.1.364,5.15000=32,8 107

NHE2 = 60.1.26,22.15000=2,36 107

NHE1 > NHO1 nên lấy hệ số tuổi thọ KHL1 = 1

SVTH:Đỗ Văn Thức CĐ3.K12 ĐH CN HN

NHE 2> NHO2 nên lấy hệ số tuổi thọ KHL2 = 1.

NFE 1> NFO1 nên lấy hệ số tuổi thọ KFL1 = 1

NFE 2> NFO2 nên lấy hệ số tuổi thọ KFL2 = 1

Từ các số liệu trên ta xác định đợc ứng suất cho phép

Với bánh răng nhỏ :

[H]’ =

H

HL H

S

K

.

0 lim



 [H]’1=

H

HL H

S

K

.

0 lim



=560 1,1.1=509 [Mpa]

 [H]’2=

H

HL H

S

K

.

0 lim



= 5301,1.1= 481,8 [Mpa]

Với bánh răng lớn :

[F]’ =

F

FL F

S

K

.

0 lim



 [F]’1=

F

FL F

S

K

.

0 lim



=4411,75.1=252 [Mpa]

 [H]’2=

F

FL F

S

K

.

0 lim



=

75 , 1

1 414

= 236,57 [Mpa]

Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong hai giá trị [H]1’ và [H]2’ vậy ứng suất tiếp xúc cho phép là:

[H]’ = 481,8 [Mpa]

• xác định ứng suất quá tải cho phép.

Với bánh răng đợc tôi cải thiện thì :

[H]max= 2,8.ch2 = 2,8.450 =1260 [Mpa]

[F1]max= 0,8.ch1 = 0,8.580 = 464 [Mpa]

[F2]max= 0,8.ch2 = 0,8.450 = 360 [Mpa]

3-Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

a-xác định sơ bộ khoảng cách trục a w :

Ta có :

aw1 = Ka.(U1+1)3

1 2

1

] [

.

ba H

H

U

K T







Trong đó : Ka- Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng trụ răng thẳng tra

bảng 6.5/Q1/ trang 96 đợc Ka= 49,5 MPa1/3 U1- tỷ số truyền của cặp bánh răng , U2 = 13,9 (tính ở trên)

TI- Momen xoắn trên trục bánh chủ động, TI = 232658,4 [Nmm]

KH- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, nó phu thuộc vào vị trí của bánh răng đối với ổ và hệ số bd

bd= 0,53.ba.(U1+1)

Tra bảng 6.6/1/ ta chọn ba = 0,4

 bd = 0,53.0,4(13,9+1) = 3,1588 Tra bảng 6.7/Q1/ trang 98 đợc KH= 1,11

aw = 49,5.(13,9+1)3

2 13 , 9 0 , 4 ]

8 , 481 [

11 , 1 4 , 232658

 aw =431,4 [mm]

Chọn : aw = 432 [mm]

SVTH:Đỗ Văn Thức CĐ3.K12 ĐH CN HN

b-xác định các thông số ăn khớp.

m= (0,010,02)aw = (0,010,02).432= 4,32  8,64

Theo bảng 6.8/Q1/ chọn môđun pháp m = 6(mm)

• xác định số răng bánh nhỏ

Với bộ truyền bỏnh trụ răng thẳng : = 00

Ta có : Z1=

) 1 9 , 13 ( 6

1 432 2 ) 1 1 (

cos 2







U m

= 9,66 Chọn Z1 = 10 răng

Do đó Z2= u1.z1 = 13,9.10 = 139.Chọn Z2=139 răng

Tính lại tỷ số truyền :

Uth=

10

139 1

2 

Zz = 13,9 (thỏa món)

Tính lại khoảng cách trục : aw = 6.(10+139)/2=447 => Chọn aw = 447

Chiều rộng vành răng : bw = ba aw = 0,4.447 = 178,8 mm

c-Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau:

1 1

1

) 1 (

2

w w

H I

d U b

U K T

[H]

Trong đó : ZM- Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp

tra bảng 6.5/Q1/ ta đợc Z M = 274 Mpa1/3 ZH- Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH =

) sin(

cos

tw

b





2

2

Với bỏnh răng trụ răng thẳng

tw = arccos(Zt.m.cos/2aw) = arccos[(10+139).6.cos20/2.447]= 200

ZH =

40 sin

2 = 1,76

Z - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Z =

3

4   Với hệ số ăn khớp ngang

0 cos 139

1 10

1 2 , 3 88 , 1 cos 1 1 2 ,

3

88

,

1

2 1





































































z

 Z =

3

54 , 1

4  =0,9

dw1: Đờng kính vòng lăn bánh nhỏ

dw1=

1 9 , 13

447 2 1

2

1

1







U

a w

= 60 [mm].

bw:Chiều rộng vàng răng

bw= 178,8 mm (Đó tớnh ở trờn)

KH- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

KH = KH.KH.KHv KH- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng tra bảng

6.7/T1/ (tính ở trên ) tra đợc K H =1,11

KH- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp,

với răng thẳng K H =1.

KHv- Hệ số kể đến tải trọng động

Tra bảng P.32 trang 250/Q1 đối chiếu theo cấp chớnh xỏc của bỏnh răng theo vận

túc vũng V Với V là vận tốc vòng :V=

60000

5 , 364 60 14 , 3 60000

. 1



d w n I

= 1,145 [m/s].

Với V= 1,145 < 2 m/s tra bảng 6.13/Q1/ ta chọn cấp chính xác về mức làm việc

êm là 9

Với cấp chính xác làm việc êm là 9 tra bảng 6.16/Q1/ ta chọn đợc trị số của hệ số

kể đến ảnh hởng sai lệch bớc răng g0= 73

Với HB2= 230< 350 tra bảng 6.15/Q1/ tra đợc hệ số kể đến ảnh hởng của các sai số

ăn khớp H= 0,006

 VH = H g0.v

1

U

a w

= 0,006.73.1,145

9 , 13

447

= 2,84 [m/s]

 KHv= 1 +



H I

w w H

K K T

d b V

2

.

11 , 1 1 4 , 232658

2

60 8 , 178 84 , 2

1,06

 KH = KH.KH.KHv = 1,11.1.1,06= 1,1766

SVTH:Đỗ Văn Thức CĐ3.K12 ĐH CN HN

H = ZM.ZH.Z 2

1 1

1

.

) 1 (

2

w w

H I

d U b

U K

) 60 (

9 , 13 8 , 178

) 1 9 , 13 (

1766 , 1 4 , 232658

=414,4 [Mpa].

Với v= 1,145 m/s <5 m/s lấy Zv=1, với cấp chính xác tiếp xúc là 9, chọn cấp chính xác

động học là 9 khi đó cần gia công răng đạt độ nhám Rz=10 40 m do đó ZR= 0,95 với da < 700 mm lấy KxH= 1

[H] = [H]’.Zv.ZR.KxH =481,8.1.0,95.1.1=457,71 [Mpa]

Vậy  H = 414,4< [ H ] =457,71 [Mpa].

 Bộ truyền bánh răng thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc

Tính sự chênh lệch ứng suất

71 , 457

4 , 414 71

,

457





d-Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không vợt quá một trị số cho phép:

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

I

.

.

2

2 2

1





[F1]

1

2

1

F

F F Y

Y



[F2]

Trong đó : TII- Momen xoắn trên trục bánh chủ động T1 = 232658,4 Nmm

m- môđun pháp m=6

bw- Chiều rộng vành răng = 178,8 mm

Y- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Y = 1 1,541 0,649



 (= 1,54 tính ở trên )

Y- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, vì răng thẳng nên

Y = 1.

YF1,YF2- Hệ số biên dạng răng của bánh chủ động và bị động, tra bảng

6.18/Q1/ trang 109 với số răng tơng đơng Zv1= Z1 =10, Zv2= Z2=139

và hệ số dịch chỉnh x1= 0, x2=0 (răng thẳng) tra đợc YF1 = 4,26 , Y F2 = 3,6

KF- Hệ số tuổi thọ khi tính về uốn

KF= KF KF KFv

K F- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn tra bảng 6.7/Q1/ trang 98

đợc K F = 1,28