Đồ án chi tiết máy đề 19

Đồ án chi tiết máy đại học bách khoa đề 19 cập nhật mới nhất 2015. Đồ án chi tiết máy đề 19 đã được duyệt và chấm điểm Đồ án chi tiết máy sẽ cập nhật bổ sung : đồ án chi tiết máy ,đồ án chế tạo , đồ án tự động hóa sản xuất của các trường đại học Bách khoa tp HCM, bách khoa hà nội, bách khoa đà nẵng, đại học công nghiệp , đại học sư phạm kỹ thuật..

Mục lục

I TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 3

1 Chọn động cơ: 3

2 Phân phối tỉ số truyền: 4

a Tỉ số truyền chung 4

b Phân phối tỉ số truyền 4

c Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục 4

II THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN: 5

1 Thiết kế bộ truyền bánh răng: 5

2 Thiết kế bộ truyền trục vít 10

3 Thiết kế bộ truyền ngoài 14

III THIẾT KẾ TRỤC, LỰA CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI 18

1 Sơ đồ phân tích lực chung 18

2 Thiết kế trục 18

3 Chọn then 33

4 Chọn ổ lăn 34

IV TÍNH TOÁN VÀ CHỌN CÁC YẾU TỐ CỦA VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 43

1 Các kích thước của vỏ hộp giảm tốc 43

2 Một số chi tiết khác 45

V BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP 47

1 Bôi trơn các bộ truyền trong hộp 47

2 Bôi trơn ổ lăn 47

3 Điều chỉnh ăn khớp 48

VI BẢNG KÊ KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP 48

TÀI LIỆU THAM KHẢO 50

Hệ thống dẫn động băng tải gồm:1 – Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2 – Nối trục

đàn hồi; 3 – Hộp giảm tốc bánh răng - trục vít; 4 – Bộ truyền xích ống con lăn; 5 – Băngtải (Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ)

Số liệu thiết kế:

- Lực vòng trên xích tải, F (N): 27000

- Vận tốc xích tải, v (m/s): 0,31

- Đường kính tang dẫn, D (mm): 650

- Thời gian phục vụ, L (năm): 7

- Số ngày làm/năm Kng , ngày: 310

- Số ca làm trong ngày, ca: 1

- Chế độ tải: T1 = T ; t1 = 20s ; T2 = 0,7T ; t2 = 27s

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN, PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

I TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN.

1 Chọn động cơ:



Hiệu suất động cơ:

       ñ br kn ol tv4  0,96 0,97 1 0,992 0,8 0,71    4 

Tra bảng 2.3 [1], ta chọn được các hiệu suất sau:

x 0,96: Hiệu suất bộ truyền xích.

  : Hiệu suất bộ truyền trục vít

 Vậy, hiệu suất truyền động là:   0,693

 Công suất tính toán:

Trường hợp tải trọng thay đổi thì: Pt = Ptđ (Công suất tương đương)

“Công suất tương đương” được xác định bởi công thức:

F v

(I.2.2)Vậy, công suất tính toán là: Pt = 7,04 kW

 Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Công suất cần thiết trên trục động cơ điện được xác định bởi:

7,04

10,160,693

t ct

P P



kWVậy, công suất cần thiết trên trục động cơ là: Pct = 10,16 kW

 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:

 Số vòng quay sơ bộ của động cơ được xác định bởi:

9,11 180 1639,8

sb lv t

n n u   

vòng/phútTrong đó:

Theo bảng 2.16 [1])

 Số vòng quay của trục đĩa xích tải:

60000 60000 0,31

9,11650

lv

v n

ñc ñb

Tra bảng P1.3 [1], ta chọn được động cơ sau:

Kiểu động cơ Công suấtkW quay, vg/phVận tốc cos  % max

dn

T T

K dn

T T

159,19

53,06

b Phân phối tỉ số truyền

Theo công thức kinh nghiệm, tỉ số truyền của trục vít trong bộ truyền bánh răng trục vít trong khoảng (10 – 20), chọn utrục vít = 18

c Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục

3 2

 

(kW)

2 1

 

(kW)n1 = nđc = 1450 (vòng/phút)

1 1

đc

P T

ct

P T

II THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN:

1 Thiết kế bộ truyền bánh răng:

 Các thông số bộ truyền bánh răng:

u1 = 2,95

P1 = 11,51 kW

P2 = 11,08 kW

n1 = 1450 vòng/phút, n2 = 492 vòng/phút

T1 = 75804 N.mm, T2 = 215031 N.mm

a Chọn vật liệu:

Do bánh răng chế tạo không có yêu cầu gì đặc biệt nên chọn vật liệu là thép:

 Với bánh nhỏ (bánh 1), chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB241 285 có σb1 =

850 MPa, σchảy1 = 580 MPa

 Với bánh lớn (bánh 2), chọn thép 45 ,tôi cải thiện đạt độ rắn HB192 240 có σb2 =

750 MPa, σchảy2 = 450 MPa

b Xác đinh ứng suất cho phép:

 Theo công thức 6.1[1], 6.1[2], ứng suất cho tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suấtuốn cho phép [σF] xác định như sau:

[ σH] = σH lim o

SH ZRZVKXHKHL

o F

F

Y Y K K K S

5181,1

o H

540.1

4911,1

o H

 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Do bộ truyền sử dụng bánh răng thẳng  [σ H] = min( [σ H]1 , [σ H]2 )

o F

o F

( bánh răng ăn khớp ngoài)

 KHβ : hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng Theo bảng 6.7[1], với ψbd =0,79 ⇒ KHβ = 1,12

952,8833

b H

20arct ( ) arct ( ) 0,349

tg   tg  tg  =>cos b  1

=>

2.1

1,76sin(2.0,349)

305,18

H

M H H

 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Vậy cặp bánh răng thoả mãn điều kiện về mỏi.

 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện về quá tải

e Các thông số của bộ truyền là

da2 = d2 + 2m1 = 237,5+2.2,5 =242,5 (mm)-Đường kính vòng đáy răng df1=d1–2,5.m1 = 82,5 -2,5.2,5=73,75 (mm)

vs = 4,5.10-5n23T3 4,5.10 492 3071673 1,3265 3 m s/ 

vs < 5 m/s Sử dụng đồng thanh không thiếc ЬpA ЖH 10-4-4 để chế tạo bánh vít cópA ЖH 10-4-4 để chế tạo bánh vít cóH 10-4-4 để chế tạo bánh vít cóσb= 600 MPa, σch = 200 MPa.Sử dụng thép 45 để chế tạo trục vít, tôi bề mặt đạt độcứng HRC45

f Xác định ứng suất cho phép

 Ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo bảng 7.2[1], với bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc ЬpA ЖH 10-4-4 để chế tạo bánh vít cópA ЖH 10-4-4 để chế tạo bánh vít cóH 10-4-4

 Ứng suất uốn cho phép

Theo công thức 7.6[1] ta có: [σ F]=[σ FO] K HL

Trong đó:

 [σ FO] : ứng suất uốn cho phép với 106 chu kỳ

Bộ truyền quay 1 chiều, theo công thức 7.7[1] ta có:

g Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

3, 261 / 60000.cos 9,09

s

Với v s =3,261 m/s, theo bản 7.6[1] chọn cấp chính xác 8; với cấp chính xác 8

và v s =3,261 m/s theo bảng 7.7[1], tra được K Hv =1,2

 Xác định ứng suất cho phép

 Ứng suất tiếp xúc cho phép

 Theo công thức 7.2[1] : [σ H]=[σ HO] K HL

Với:

 [σ HO] : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với 107 chu kỳ

Theo công thức 7.3[1]: [σ HO] =0,9σb = 0,9.600 = 540 (MPa)

Theo bảng 7.5[1], với z1 = 2, q = 12,5 tra được θ =125

 T3m: mômen xoắn trung bình trên trục vít

Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện độ bền tiếp xúc

o

z arctg

v

z z



Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bền uốn

i Các thông số cơ bản của bộ truyền

da2 = m(z2 + 2 + 2x)= 10.(36 + 2 + 2.0) = 380 (mm)-Đường kính vòng đáy df1=m(q–2,4)=10.(12,5–2,4)= 101 (mm)

df2 = m(z2 -2,4 + 2x) =10.(36 – 2,4 + 2.0) = 336 (mm)-Đường kính ngoài bánh vít daM2=da2+1,5m=380+1,5.10 = 395 (mm)

j Tính nhiệt

Bộ truyền lắp thêm quạt nguội ở đầu trục vít

Vậy theo 7.32[1], diện tích thoát nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc là:

t P P





tck : độ dài của một chu kỳ tải trọng

- ψ : hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp, lấy ψ = 0,25

-[td]: nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu, lấy [td] = 90o (trục vít nằm dướibánh vít)

-to: nhiệt độ môi trường, lấy to = 20o-Ktq: hệ số toả nhiệt phần bề mặt hộp được quạtVới n2 = 492 vòng/phút => Ktq = 17

-Kt = 13 W/m2.oC

- Với vs=3,261 m/s theo bảng 7.4 tra được góc ma sát φ=2,46

-η: hiệu suất bộ truyền Theo công thức 7.22[1]

Vậy:

 1000 1 0,73 11,08    2

2,14 0,7.13 1 0, 25 0,3.17 1, 21 90 20

2 Thiết kế bộ truyền ngoài

Ta có bảng thông số của bộ truyền

u = 2P3 = 8,79 kWn3 = 27 vòng/phútT3= 3071673

a Chọn loại xích: Do vận tốc thấp, tải trọng trung bình nên ta dùng xích con lăn

k Xác định các thông số của bộ truyền xích

 Pt : công suất tính toán

 P: công suất cần truyền, P = 8,79 kW

n

n , với n01 = 50 vòng/phút, n1=n3=27 vòng/phút50

1,85 27

+ kđ: hệ số kể đến tải trọng động, bộ truyền làm việc êm, chọn kđ = 1+ kc: hệ số kể đến chế độ làm việc bộ truyền, bộ truyền làm việc 1 ca, kc=1+ kđc: hệ số kể đến ảnh hưởng của lực căng xích

chọn cách điều chỉnh bằng con lăn căng xích kđc=1,1

⇒ k = 1.1.1,3.1.1.1,1 = 1,43

Vậy Pt = 8,79.1,43.0,89.1,85= 20,78 (kW)

 Theo bảng 5.5[1], với n01 = 50 vòng/phút, chọn bộ truyền xích 2 dãy có bước xích

p = 50,8 mm =>

t d

2

56 28 50,82.2032 28 56

122,5

z z a

 F0 : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra với F0= 9,81kfqaTrong đó: kf là hệ số phụ thuộc độ võng f của xích, lấy kf = 4 ( bộ truyền nằmngang)

56

(mm)Vậy đường kính vòng chia của đĩa dẫn d1 =453,72 mm, đĩa bị dẫn d2 = 906 mm

Ft : lực vòng, Ft = 13734 N

Fvđ : lực va đập trên m dãy xích

Fvđ = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.27.50,83.2 = 9,2 (N)

df2 = 877,18 (mm)

III THIẾT KẾ TRỤC, LỰA CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI

1 Sơ đồ phân tích lực chung

.cos cos 17065.cos(2, 46) (

T

d F

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

 Dựa vào bảng 10.13[1] và 10.14[1] ta tính được khoảng cách giữa các gối đỡ vàđiểm đặt lực như sau:

Từ công thức 10.10[1],10.11[1],10.13[1] ta có:

Chiều dài mayơ nửa khớp nối:

lm12 = (1,4÷2,5)d1 = (1,4÷2,5).30 = 42 ÷ 75 Chọn lm12 = 50 mmChiều dài mayơ bánh răng trụ:

Chọn lm13 = 66 mmKhoảng côngxôn trên trục 1:

lc12 = 0,5(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(50 + 16) + 11,5 +22 = 66,5 mmKhoảng cách từ ổ trục đến bánh răng thứ nhất là:

l13 = 0,5(lm13 + b01) + k1 + k2 = 0,5(66 + 16) + 12 + 8,5 = 61,5 mm Với:

k3 là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ Lấy k3 = 15 mm

hn là chiều cao nắp ổ và đầu bulông, lấy hn = 15 mm

Theo bảng 10.14[1] ta có:

l12 = lc12 = 66,5 mm

l11 = 2l13 = 2.61,5 = 123 mm

12 1 13 2

1112123

1838 367,6 1112 358,6

1956 978 978

r y

15,560,1.63

112259,33

26,120,1.63

 Kiểm nghiệm về độ bền mỏi

Dựa vào biểu đồ mômen trục 1, ta kiểm nghiệm tại tiết diện 12 là tiết diện nguyhiểm của trục 1

 Theo công thức 10.19[1], trục thoả mãn về bền mỏi nếu:

s= sσsτ

√ sσ2+ s2τ≥ [ s ]

Trong đó

sσ là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất pháp

sτ là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp

+ σa,τa : biên độ của ứng suất pháp và ứng suất tiếp

+ σm,τm : trị số ứng suất trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp

 Do trục quay, theo công thức 10.22[1] ta có:

σa= σmax= M

W , σm=0

Tính kd và kt

Theo bảng 10.6[1] ta có:

2 3

3

10.5 35 5.35

3797,82

10.5 35 5.35

8007,06

49302 58397, 25

20,123797,82

ψσ, ψτ : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi.

 Theo bảng 10.7[1] tra được: ψσ= 0 , 05;ψτ=0

Kσ, Kτ : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn, xoắn

Theo bảng 10.12[1], dùng dao phay ngón ta tra được:

1,94

0, 795

K K

1,94 1, 06 1

2, 001

16,03 2.4,73 0

Theo bảng 10.2[1], ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục 2 là b02 = 23 mm

 Sơ đồ tính chiều dài các đoạn trục

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

 Dựa vào bảng 10.13[1] và 10.14[1] ta tính được khoảng cách giữa các gối đỡ vàđiểm đặt lực như sau:

1838.65,5 3487.193

2055,63 386

Nmm M

3 21

3 22

23

186222, 2

32,060,1.56,5

256097,14

35,660,1.56,5

1053988,54

57,140,1.56,5

Theo bảng 10.2[1], ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục 3 là b03 = 45 mm

 Sơ đồ tính chiều dài các đoạn trục

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

Dựa vào bảng 10.13[1] và 10.14[1] ta tính được khoảng cách giữa các gối đỡ và điểmđặt lực như sau:

Ta có phương trình cân bằng lực và mômen

32560,90 234

89, 40 0,1.46

2660146,70

83,31 0,1.46

 Kiểm nghiệm:

Kiểm nghiệm về độ bền mỏi:

Dựa vào biểu đồ mômen trục 3, ta kiểm nghiệm tại tiết diện 31 và 32 là tiết diệnnguy hiểm của trục 3

Theo công thức 10.19[1], trục thoả mãn về bền mỏi nếu:

s= sσsτ

√ sσ2+ s2τ≥ [ s ]

Trong đó sσ là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất pháp

sτ là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếpTheo công thức 10.20[1], 10.21[1] ta có:

σa,τa : biên độ của ứng suất pháp và ứng suất tiếp

σm,τm : trị số ứng suất trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp

Do trục quay, theo công thức 10.22[1] ta có:

3 1

2 3

3 1

25.9 95 9.95

75414,173

25.9 95 9.95

Tại tiết diện trục lắp ổ lăn có

3

3 20

.90

71569, 4132

.90143138,8216

2 2 2

676417,13 ( 34431,36)

8,98 75414,17

ψσ, ψτ : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi.

Theo bảng 10.7[1] tra được: ψσ= 0 , 05;ψτ=0

εσ, ετ: hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục Theo

bảng 10.10 ta có: 1 2 0,7;12 0,7

Kσ, Kτ : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn, xoắn

Theo bảng 10.12[1], dùng dao phay ngón ta tra được:

2, 2 1, 06 1

2, 261

1 1 1 2

2 2 1 1

1 2

261,1

11, 272,58.8,98 0,05.0

261,1

3,792,58.26,70 0,05.0

151,73

6,976

2, 2.9, 62 0151,73

σd, τc: ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa

d: đường kính trục, mm, xác định được khi tính trụcT: mômen xoắn trên trục, Nmm

lt: chiều dài thenb,h,t: các kích thước của then[d]: ứng suất dập cho phép, MPa[c]: ứng suất cắt cho phép

Ta có bảng kết quả kiểm nghiệm then đối với các tiết diện của trục

Với lt = 1,35d:

- Ta có bảng các kích thước của then chọn tại các tiết diện trục:

Tiết diện Đường kính

trục

(mm)

lt(mm)

-Khả năng tải động: C = 15,3 kN

Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Đảo chiều khớp nối tính lại F x , F y

726, 23123

1838 367 726, 23 1279,37

1956 978 978

x

r y

Do vậy ta sử dụng cặp giá trị F r'0 1773, 40 ,N F r'11480,70N để kiểm nghiệm khảnăng tải động của ổ lăn.

Do F r'0 F r'1nên ta kiểm tra khả năng tải động của ổ 0 chịu tác động của lực hướngtâm F r'0 1773, 40N

Theo công thức 11.3[1] ta có:

Q = (XVFr + YFa)ktkđVới Fa = 0

X: hệ số tải trọng hướng tâm, X = 1V: hệ số kể đến vòng nào quay, V = 1 (vòng trong quay)

Kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 (t < 1000)

Với QE : tải trọng động quy ước

m: bậc của đường cong mỏi, m = 3

L : tuổi thọ của ổ, tính bằng triệu vòng quayTheo công thức 11.2[1] ta có:

L =

L h 60 n

106Với Lh : tuổi thọ của ổ, Lh = 17360 giờ

n = 1450 vòng/phút

6

17360.60.1450

1510,32 10

L

(triệu vòng)3

1,674 1510,32 19, 21

d

C

Vậy ổ không thoả mãn khả năng tải động

Do đó ta giảm thời gian làm việc từ L  h 17360giờ xuống

17360 8680 2

h

giờ3

1,674 755,16 15,24

d

C

Vậy ổ thỏa mãn khả năng tải động

Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ

Fa = 0,5.0,83.e.Fr + FatVới:

+ Fat = 17064,85N+ e = 1,5tgα = 1,5.tg12,17 = 0,323

=> Fa = 0,5.0,83.0,3188.2126,81 + 17064,85 = 17349,94 (N)

Do

17349,94

8,16 1.2126,81

a r

Kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 (t < 1000)

Với:

+ QE : tải trọng động quy ước+ m: bậc của đường cong mỏi, m =

10 3

+ L : tuổi thọ của ổ, tính bằng triệu vòng quayTheo công thức 11.2[1] ta có:

L =

L h 60 n

106Với:

+ Lh : tuổi thọ của ổ, Lh = 17360 giờ

+ n2 = 492 vòng/phút

6

17360.60.492

512 10

L

(triệu vòng)

10 331,101 512 202

d

C

=> ổ không thoả mãn khả năng tải động

Do vậy ta kết hợp giảm thời gian làm việc từ L  h 17360giờ xuống

17360 8680 2

h

giờ, đồng thời tăng đường kính trục từ 55 mm lên 65 mm.Dựa vào bảng P2.11[1], ta chọn cặp ổ đũa côn có ký hiệu 7609 cỡ trung rộng cócác kích thước như sau:

-Đường kính ngoài: D = 140 mm-Khả năng tải tĩnh Co = 168 kN-Khả năng tải động C = 178 kN

a r

Kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 (t < 1000)

QE =  

10 10

Với QE : tải trọng động quy ước

m: bậc của đường cong mỏi, m =

10 3

L : tuổi thọ của ổ, tính bằng triệu vòng quayTheo công thức 11.2[1] ta có:

L =

L h 60 n

106Với Lh : tuổi thọ của ổ, Lh = 8680 giờ

n2 = 492 vòng/phút

6

8680.60.492

256 10

L

(triệu vòng)

10 331,109 256 164,19

d

C

=> ổ thoả mãn khả năng tải động

 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ

Theo công thức 11.19[1] tải trọng tĩnh quy ước tác dụng vào ổ là:

Qt = 0,6.X0Fr + Y0FaVới:

+ Fa = 17064,85+ X0 : hệ số tải trọng hướng tâm, theo bảng 11.6[1] có + X0 = 0,5

Trong đó:

V: hệ số kể đến vòng nào quay, V = 1 (vòng trong quay)

Kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 (t < 1000)

Với QE : tải trọng động quy ước

m: bậc của đường cong mỏi, m = 3

L : tuổi thọ của ổ, tính bằng triệu vòng quayTheo công thức 11.2[1] ta có:

L =

L h 60 n

106Với Lh : tuổi thọ của ổ, Lh = 8680 giờ

n1 = 492 vòng/phút

6

8680.60.492

256 10

Vậy ổ không thoả mãn khả năng tải động

Ta chọn lại ổ bi đỡ cỡ trung có ký hiệu 313 có các kích thước như sau:

Vậy ổ thoả mãn khả năng tải động

 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ