BẢN THUYẾT MINH đồ án môn học CHI TIẾT máy 1 (1) copy

bao gồm bản vẽ và thuyết minh chi tiết đầy đủ, đã được duyệt đi bảo vệ. BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Số liệu cho trước: 1.Lực kéo băng tải F = 1200 (N) 2. Vận tốc băng tải v = 0.94 (ms) 3. Đường kính tang D = 285 (mm) 4. Thời gian phục vụ l¬h = 16000 giờ 5. Số ca làm việc soca = 2 ca 6. Góc nghiêng đường nối tâm với bộ truyền ngoài: =45o 7. Đặc tính làm việc : Êm

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

-Số liệu cho trước:

1.Lực kéo băng tải F = 1200 (N)

PHẦN1 TÍNH ĐỘNG HỌC

1.1.1 Xác định công suất yêu cầu trên trên động cơ

Để chọn động cơ điện, cần tính công suất cần thiết Nếu gọi P CT – công suất trên

băng tải, C – hiệu suất chung toàn hệ thống,P YC– công suất cần thiết, thì :

1.1.2 Xác định số vòng quay yêu cầu của động cơ

Số vòng quay yêu cầu động cơ (sơ bộ) : nSB n uCT SB

Số vòng quay trên trục công tác là nCT

60.1000

CT

v n

Chọn sơ bộ:

tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài (đai)u SBN=3

tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền trong hộp giảm tốc cấp 1 truyền động bánh răngtrụ uSBH=4

1.2 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN CHO CÁC BỘ TRUYỀN TRONG HỆ THỐNG

C CT

n u n

n u n

1  (vg/ph)

Công suất trên trục công tác P CT =1,128(kW)

Công suất trên trục II: P II= CT 0,99.11,128 1,139

ĐC

P T

I

I

P T

II

II

P T

CT

P T

2.1 Tính bộ truyền ngoài ( đai dẹt)

Thông số yêu cầu:

Công suất trên trục chủ động: P = = 1,26 kw

Mô men xoắn trên trục chủ động:

Số vòng quay trên trục chủ động: =

Tỉ số truyền bộ truyền đai: u =

Góc nghiêng bộ truyền ngoài: β = 45°

2.1.1 Chọn loại đai và tiết diện đai.

Chọn đai vải cao su

= (5,2 ÷ 6,4 ) =(5,2÷6,4) = 134÷165mm

Chọn d theo tiêu chuẩn bảng 1 ta được =160mm

Kiểm tra về vận tốc đai :

Cộng thêm 100÷400 (mm) tùy theo cách nối đai

Xác định góc ôm trên bánh đai nhỏ:

2 1 1

450 160

180 57 180 57 166, 2 150

1200

d d a

[ ]

t d F

t

P F

Tra bảng B4.1[1]

51 ta dùng loại đai bKHA 65 và bKHA 65 2  không có lớp

lót, chiều dày đai   4 (mm), min 160

K và K2 là hệ số phụ thuộc vào ứng suất căng ban đầu  0 và loại đai

Ta có : do góc nghiêng của bộ truyền   60 0và định kỳ điều chỉnh khoảng cáchtrục  01,8 (Mpa)

k k

2.1.5 Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng ban đầu :

2.2 Tính bộ truyền trong hộp (bánh răng trụ )

2.2.1 Thông số đầu vào

 

 

0 lim

0 lim

Z Z K K S

2HB 70 2.210 70 490 (MPa)1,8HB 1,8.210 378 (MPa)

K , K :hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải FL

trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức:

HL

HE F m

FL

FE

N K

N N K

mH=6,mF=6 bậc của đường cong mỏi khi khử về ứng suất tiếp xúc

NH0,NF0:số chu kỳ thay đổi ứng suất khi khử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:

do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh

NHE = NFE = N = 60.c.n t

Trong đó:

c: số lần ăn khớp trong 1 vòng c = 1

n: Số vòng quay bánh răng trong 1 phút

t: Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét t= 16000(h)

N HE1 =N FE1 =60c.n 1 =60.1.252.16000=24,192.107

N HE2 =N FE2 =60c.n 2 =60.1.63.16000=6.107

Khi tính KHLvà KFL, bắt đấu từ NHO và NFO đường cong mỏi gần đúng là 1 đườngthẳng song song với trục hoành, tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc vàgiới hạn mỏi uốn không thay đổi Vì vậy, khi tính ra NHE>NHO thì lấy NHE=NHO đểtính, do đó KHL=1; tương tự khi tính ra NFE>NFO đế tính thì NFE=NFO, do đó KFL = 1.Vậy nên dựa vào kết quả đã tính, ta có:

N HE1 >NH01 lấy N HE1 =NH01  K HL1 1

N HE2 >NH02 lấy N HE2 =NH02  K HL2 1

N FE1 >NF01 lấy N FE1 =NF01  K FL11

N FE2 >NF02 lấy N FE2 =NF02  K FL2 1

F lim1

F1 o

H lim 2

H2 o

Ứng suất tiếp xúc cho phépkhi quá tải(theo công thức CT6.13 1

95   và

6.14

96  6.14):

- T1 - Môment xoắn trên trục chủ động: T1=44945(N.mm)

- [σH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH]=445,45(MPa)

- u - Tỉ số truyền: u=4

- ψba,ψbd - Hệ số chiều rộng vành răng:

Tra bảng 6.6[1] với bộ truyền đối xứng,HB1,HB2<350, ta chọn được ψba=0.3;

Chọn YR=1 ; YS=1,08-0,0695ln(m)= 1,08-0,0695.ln2=1,03

Do da2≈dw2=232(mm) <400(mm)  KxF=1

-Hệ số tập trung tải trọng:

1,031,07

KH KF

Do bộ truyền là bánh răng trụ răng thẳng => KHα=1 ; KFα=1

-KHv , KFv-Hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp khi tính về ứng suất tiếp xúc vàứng suất uốn:

1,051,13

KHv KFv

KHv KFv

Kiềm nghiệm về ứng suất tiếp xúc

2 1 ( 1)

2

•Zε-Hệ số trùng khớp của răng;Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang εα và hệ số

2 382,07

2 1 ( 1)

[ ]2

w w12.44945.1,08.(4 1) = 274.1,76.0,87 [ ]=445,45(MPa)

Thỏa mãn điều kiện bền

Kiểm nghiệm về độ bền uốn:

-KF-Hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF= KFα KFβ KFv

-Yε-Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

- Yβ-Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

- YF1, YF2-Hệ số dạng răng:

Phụ thuộc vào số răng tương đương Zv1, và Zv2:

Tra bảng 6.18[1] tr109:

2.2.9 B ng t ng k t các thông s c a b truy n bánh răng: ảng các thông số động học ổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng: ết các thông số của bộ truyền bánh răng: ố động học ủa bộ truyền bánh răng: ộng học ền bánh răng:

19

3.1 Tính chọn khớp nối.

Thông số đầu vào:

• Mô men cần truyền : T=TII=172657

3.1.1 Chọn khớp nối:

Thông số đầu vào:

• Mô men cần truyền : T=TII=172657

Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục

•Tt-Mô ment xoắn tính toán:Tt=k.T ,với:

+k-Hệ số chế độ làm việc,phụ thuộc vào loại máy.Tra bảng 16.1[2],ta lấy k=1,2 +T-Mô ment xoắn danh nghĩa trên trục:T=TII=172657(N.mm)

Do vậy:Tt=k.T=1,2.172657=207188,4 (N.mm)

Tra bảng 16.10a[2] với điều kiện:

21

3.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối:

Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện:

a)Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi

-Ứng suất dập cho phép của vòng cao su

Do vậy ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi:

 

2 2.1,2.172657

2,5 4.105.14.28

[ ]- Ứng suất uốn cho phép của chôt.Ta lấy [ ]=(60 ) MPa;

Do vậy,ứng suất sinh ra trên chốt:

1  

1,2.172657.34

40,7 0,1 0,1.14 105.6

3.1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:

23

Môment xoắn lớn nhất có thể truyền được Tkn cf 250 N.m

Đường kính lớn nhất có thể của trục nối dkn cf 36mm

Bảng 3.1: Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi

3.2.2 Sơ đồ phân bố lực:

:Sơ đồ phân bố lực trên2 trục

25

3.2.3 Lực tác dụng từ đai lên trục:

Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền đai :Fr= 357,4 (N)

Lực tác dụng lên trục từ khới nối : Fkn=657,74 (N)

Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

với [τ] ứng suất cho phép [τ]=12÷30(MPa);ta chọn [τ]=12MPa] ứng suất cho phép [τ] ứng suất cho phép [τ]=12÷30(MPa);ta chọn [τ]=12MPa]=12÷30(MPa)

Do trục 2 lớn nên ta chọn [τ] ứng suất cho phép [τ]=12÷30(MPa);ta chọn [τ]=12MPa]=18Mpa

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

Chiều dài may – ơ bánh đai:

29

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết đến nắp ổ:

+ b0 là chiều rộng ổ tra theo B10.2 1

189   theo đường kính sơ bộ của trục trung gian d2:

33

.l 117 657,74.82 0

.82 117

Y

t 2 23 x1 21 k 22 c22

x1 x1

.l 112 714.80 714.80 112

3.5.2 Biểu đồ mômen

37

3.5.3 Mô men uốn tổng, mô men tương đương và đường kính:

+ M ,yj M lầm lượt là momen uốn trên tiết diện j,trong các mặt phẳng yOz,xOz.xj

+ [ ] là ứng suất cho phép chế tạo trục, tra bảng B10.5 1

195   với dsb2= 40 mm, thép 45

thường có  b 600 (MPa), ta được [ ] = 57 MPa

Tại tiết diện 2-2:

158954,44

30,33( )0,1.[ ] 0,1.57

39

30,8( )0,1.[ ] 0,1.57

+ Ta chọn lại đường kính các đoạn trục như sau:

+ Tiết diện 2-0 và 2-1 lắp ổ lăn: d20= d21= 35 (mm)

+ Tiết diện 2-3 lắp bánh răng: d23= 38 (mm)

+ Tiết diện 2-2 khới nối : d22= 30(mm)

+ Đường kính vai trục: dv= 48 (mm)

3.5.5 Chọn then cho trục II:

a Chọn then:

Trên trục II then được lắp tại vị trí bánh răng trụ

* Then lắp tại bánh răng, mặt cắt 2-3, với d23= 38 (mm), chọn then bằng, tra B9.1a 1

173   ,

ta được các kích thước của then như sau:

- b= 8 (mm), h= 7 (mm), t1= 4 (mm), t2= 3 (mm)

- Chiều dài then: lt23   0,8 0,9   lm23   0,8 0,9 54 43 2    ,  48 ,6  mm 

=> Chọn theo tiêu chuẩn ta được lt23= 45 (mm) Then lắp tại khớp nối, mặt cắt 2-2, với

* d22= 30 (mm), chọn then bằng, tra B9.1a 1

173    , ta được các kích thước của then như sau:

- b= 10 (mm), h= 8 (mm), t1= 5(mm), t2= 3,3 (mm)

- Chiều dài then: lt22   0,8 0,9   lm22   0,8 0,9 70 5    6  63  mm 

=> Chọn theo tiêu chuẩn ta được lt22= 58 (mm)

b Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt:

20,19 [ ]=25 (MPa) .b 38.45.10

=> Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt

3.5.6 Tính kiểm nghiệm trục II:

a Tính kiểm nghiệm độ bền mỏi:

Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn

[  ,5 , như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục)

- sj và sj là hệ số an toàn chỉ xét đến riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét đếnứng suất tiếp tại tiết diện j:

- 1 và 1 là giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng Có thể lấy gần đúng:

Trong đó:

- Kx là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp giacông và độ nhẵn bề mặt cho trong ÑK10.8 1

197   , chọn Kx= 1,06.

- Ky là hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong B10.9 1

197   phụ thuộc vào phương pháp tăng

bền bề mặt, cơ tính vật liệu Ở đây ta không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do

được: Kσ= 1,76; Kτ] ứng suất cho phép [τ]=12÷30(MPa);ta chọn [τ]=12MPa= 1,54

Kiểm nghiệm tại tiết diện ở ổ lăn 2-0 và 2-1:

152370,33 ( ) 172657( )

35 ( )

ol ol ol

3 j

W

W

3.d .35

4209,24

3.d .35

Ảnh hưởng của rãnh then, tra B10.10 1

198   , với dol= 35 (mm) ta được:

x dj

y x dj

Mj 161782,2

34,6

aj W 4670,59

j0mj

x dj

y x dj

aj

261,6

3,53 2,14.34,6 0,05.0

j j j

Với d ol 35 (mm) ta được ổ bi đỡ chặn:

0

:307 80

21 2,5 14,29 26,2 17,9

b.Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn

Tra bảng 11.6/221/1 cho ổ bi đỡ chặn ta được:

0

Q t  C

Với C0-khả năng tải tĩnh của ổ;C0=17,9N

Qt-tải trọng tĩnh quy ước; Qt=X1Fr1+Y1Fa1

Tra bảng 11.6[1] ta có: X=0,6,Y=0,5

 Qt=638,08 N < C0=17,9 kN  thỏa mãn

49

4.1 Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động

d Q L

C 

Với :

m: bậc của đường cong mỏi, m=3 do tiếp xuc điểm ;

L: Tuổi thọ của ổ bi đỡ Với Lh= 16000 giờ

Tuổi thọ của ổ lăn:

- V= 1 là hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay

- kt= 1 là hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ

- kđ= 1 là hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tải trọng tĩnh, hộp giảm tốc công suất nhỏ

- Q là tải trọng động quy ước (KN) được xác định theo CT11.3 1

214    :

Q (X.V.F Y.F ).k k 

Trong đó:

- V= 1 là hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay

- kt= 1 là hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ

- kđ= 1 là hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tải trọng tĩnh, hộp giảm tốc công suất nhỏ

 X – hệ số tải trọng hướng tâm

Từ sơ đồ bố trí trục I và đường kính sơ bộ tính toán: sb 30( )

Chiều rộng then bc

Chiều cao then hc

Chiều sâu rãnh then t1

Chiều sâu rãnh then t2

Chiều dài thenlt=(0,8 0,9).lm

Số then

28,2 [ ]=25 (MPa) .b 34.36.10

=> Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt.

Phần IV: Lựa chọn kết cấu

4.1 Tính, lựa chọn kết cấu cho các bộ phận, các chi tiết

4.1.1 Thiết kế vỏ hộp

Hộp giảm tốc để đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy,tiếp nhận tại trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến,đựng dầu bôi trơn bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bẩn

Chi tiết cơ bản của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ

Chọn vật liệu làm hộp giảm tốc là gang xám GX15-32

Chọn bề mặt ghép ráp và thân đi qua tâm trục song song với đáy

4.1.2 Các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc

Chiều dày :thân hộp 

: chiều cao h

:độ dốc

(0,8 1) (6,4 8)

e     chọn e=8h<5. =5.8=40 chọn h=42

khoảng 2 đến 3 độĐường kính

Chiều dày bích thân hộp S3

55

chọn h=40 mmMặt đế hộp:

Chiều dày: khi không có phần lồi

Khe hở giữa các chi tiết

Giữa bánh răng với thành trong hộp:  (1 1,2) 8 9,6 

57

Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp:

Giữa mặt bên các bánh răng với

4.1.3 Tính, lựa chọn bôi trơn:

Bộ truyền bánh răng có vận tốc vòng v  0,76 12( / )  m s nên ta chọn bôi trơn bằng cách ngâm trong dầu bằng1

4bánh răng bị động trong hộp giảm tốc

Do đáy hộp giảm tốc cách đỉnh răng bị động 1 khoảng 30 (mm)

Vậy chiều cao lớp dầu là 50 (mm)

Dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc:vận tốc vòng của bánh răng v  0,76và

470 1000

B  chọn được loại dầu ô tô máy kéo AK-15

4.1.4 Các kết cấu liên quan đến chế tạo vỏ hộp

QK

+Các chi tiết liên quan khác

Lót kín bộ phận ổ nhằm mục đích bảo vệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập vào ổ, đề phòng mỡ chảy ra ngoài

Vòng phớt được dùng để lót kín và là chi tiết được dùng khá rộng rãi do có kết cấu đơngiản, thay thế dễ dàng nhưng chóng mòn và ma sát lớn khi bề mặt có độ nhám cao Tachỉ cần chọn vòng phớt cho trục vào và ra và tra bảng 15-17 trang 50

+ Dung sai khoảng cách trục

Chọn dạng tiếp xúc mặt răng là , tra bảng 21.22[1]-trang 170 ta được sai lệch giới hạn của khoảng cách trục:

50

a

f 

65

+ dung sai lắp ghép bánh răng

Chịu va đập nhẹ không yêu cầu tháo nắp thường xuyên ta chọn kiểu lắp trung

H7/k6

+dung sai lắp bạc lót trục

Chọn kiểu lắp trung gian H7/h6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp

+dung sai và lắp ghép ổ lăn

Để các vòng ổ không trơn trượt trên bề mặt trục hoặc lỗ khi làm việc cần chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay

Đối với các vòng không quay ta sử dụng kiểu lắp có độ dôi hở

Chính vì vậy khi lắp ổ lăn lên trục ta chọn mối ghép k6,còn khi lắp ổ lăn vào vỏ thò ta chọn H7

+dung sai lắp ghép nắp ổ lăn

Chọn kiểu lắp H7/d11 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp

+dung sai khi lắp vòng chắn dầu

Chọn kiểu lắp trung gian H7/h6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp

+dung sai lắp then trên trục

Theo chiều rộng chọn kiểu lắp trên trục là P9 trên bạc là D10

Bảng dung sai lắp ghép bánh răng :

Mối lắp Sai lệch giới hạn trên m

 Sai lệch giới hạn dưới m

Bảng dung sai lắp ghép bạc lót trục

Mối lắp Sai lệch giới hạn trên m

 Sai lệch giới hạn dưới m

Bảng dung sai lắp ghép ổ lăn:

Mối lắp Sai lệch giới hạn trên m Sai lệch giới hạn dưới m

25 6 k

67

35 6 k

Bảng dung sai lắp ghép nắp ổ lăn

Mối lắp Sai lệch giới hạn trên

Bảng dung sai lắp ghép vòng chắn dầu

Mối lắp Sai lệch giới hạn trên m Sai lệch giới hạn dưới m

Bảng dung sai lắp then:

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1.Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1,2 – NXB KH&KT, Hà Nội,2007

2.Nguyễn Trọng Hiệp – Chi tiết máy, tập 1,2 – NXB GD, Hà Nội,20063.Ninh Đức Tốn – Dung sai và lắp ghép – NXB GD, Hà Nội, 2004

1.1.2 Xác định số vòng quay yêu cầu của động cơ 2

1.1.3 chọn động cơ điện 2

1.2 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN CHO CÁC BỘ TRUYỀN TRONG HỆ THỐNG 3

1.3 TÍNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC 3

1.3.1 Tính số vòng quay trên các trục 3

1.3.2 Tính công suất trên các trục 3

1.3.3 Tính mômen trên các trục 4

1.3.4 Lập bảng các thông số động học 4

2.1 Tính bộ truyền ngoài ( đai dẹt) 4

2.1.1 Chọn loại đai và tiết diện đai 4

2.1.3 Xác định khoảng cách trục a 5

2.1.4 Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai 7

2.1.5 Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 9

2.1.6 Bảng thông số 9

2.2 Tính bộ truyền trong hộp (bánh răng trụ ) 9

2.2.1 Thông số đầu vào 2.2.2 Chọn vật liệu bánh răng 9

2.2.3 Xác định ứng suất cho phép 10

2.2.4 Xác định sơ bộ khoảng cách trục: 12

2.2.5 Xác định thông số ăn khớp 13

2.2.6 Xác định các hệ số của một thông số động học: 14

2.2.7 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng 15

2.2.8 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng 17

2.2.9 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng:18 3.1 Tính chọn khớp nối 19

3.1.1 Chọn khớp nối: 19

3.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối: 20

3.1.3 Lực tác dụng lên trục: 21

3.2 Thiết kế trục 21

3.2.1 Chọn vật liệu chế tạo trục: 21

3.2.2 Sơ đồ phân bố lực: 21

3.2.3 Lực tác dụng từ đai lên trục: 22

3.3 Xác định sơ bộ đường kính trục: 22

3.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: 23

3.5 Tính Trục II 26

3.5.1 Lực tác dụng lên trục và các mômen: 27

3.5.2 Biểu đồ mômen 28

3.5.3 Mô men uốn tổng, mô men tương đương và đường kính: 29

3.5.4 Chọn đường kính các đoạn trục: 31

3.5.5 Chọn then cho trục II: 31

3.5.6 Tính kiểm nghiệm trục II: 33

71