BÁO CÁO ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY DD(Autosaved)

* Tính momen uốn tổng và momen tương đương: Theo biểu đồ momen thì tiết diện nguy hiểm nhất là điểm B... * Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi: Kết cấu thiết kế cần đảm bảo độ bền mỏi.. Hì

LỜI CẢM ƠN

Tôi xin chân thành cảm ơn Thầy Nguyễn Minh Thư – Giáo viên hướng dẫn, đã chỉ bảo tôi tận tình để có thể hoàn thành đồ án của mình một cách tốt nhất Trong quá trình thực hiện đồ án tuy còn nhiều khó khăn nhưng với sự giúp đỡ từ Thầy tôi đã có thể hoàn thành đồ án đúng thời hạn Tôi chân thành cảm ơn bạn Võ Trường Toản đã

hỗ trợ tôi rất nhiều trong quá trình làm đồ án, cũng như việc hoàn thành báo cáo thuyếttrình và bản vẽ

NHẬN XÉT

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

…………

DANH MỤC HÌNH

Hình 4.1 Sơ đồ xác định khoảng cách trục………… ………51

Hình 4.2 Biểu đồ momen trục 1………53

Hình 4.3 Biểu đồ momen trục 2………63

Hình 4.4 Biểu đồ momen trục 3………70

DANH MỤC BẢNG

MỤC LỤC

CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ LỆ TRUYỀN 8

1 Công suất cần thiết của động cơ 8

2 Tốc độ đồng bộ của động cơ điện 9

3 Chọn động cơ 9

4.Phân phối tỷ số truyền 10

5.Xác định các thông số trên trục: 11

CHƯƠNG II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI 14

1.Thiết kế bộ truyền đai thang 14

1.1 Chọn loại đai 14

1.2 Đường kính bánh đai nhỏ 14

1.3 Đường kính D 2 của bánh lớn: 15

1.4 Sơ bộ chọn khoảng cách trục A: 15

1.5 Chiều dài dai L 15

1.6 Góc ôm đai: 16

1.7 Xác định số đai 16

1.8 Chiều rộng bánh đai B: 17

1.9 Đường kính ngoài của bánh đai: 17

1.10 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục: 18

CHƯƠNG III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG 20

1.Thiết kế bộ truyền bánh răng 20

2 Thiết kế bộ truyền trục vít bánh vít 33

2.1 Chọn vật liệu 33

2.2 Xác định ứng suất 34

3 Các thông số cơ bản 35

CHƯƠNG IV.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 42

1 TÍNH SƠ BỘ TRỤC 42

1.1 Chọn vật liệu 43

1.2 Xác định sơ bộ đường kính trục: 44

1.3 Lực tác dụng lên trục: 45

1.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và trục: 47

2 TÍNH CHỌN ĐƯỜNG KÍNH CÁC ĐOẠN TRỤC 50

2.1 Trục I: 50

2.2 Trục II (trục bánh bánh vít – bánh răng ): 61

3 Trục III ( Trục bánh răng – Khớp nối) 67

CHƯƠNG V: TÍNH TOÁN LỰA CHỌN Ổ LĂN 75

1 Trục I 75

2 Trục II 78

3.Trục III 81

CHƯƠNG VI: THIẾT KẾ VỎ HỘP, BU LÔNG VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ 85

1.THIẾT KẾ VỎ HỘP 85

1.1 Tổng quan về vỏ hộp giảm tốc 85

1.2 Xác định kích thước vỏ hộp 85

2.CÁC CHI TIẾT LIÊN QUAN ĐẾN KẾT CẤU VỎ HỘP 87

2.1 Nắp ổ 87

2.2 Chân đế 87

2.3 Chốt định vị côn 88

2.4 Cửa thăm 88

2.5 Nút thông hơi 89

2.6 Nút tháo dầu trụ 89

2.7 Que thăm dầu 90

2.8 Vòng móc 90

3 CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC 90

3.1 Vòng phớt 90

3.2 Vòng chắn dầu 90

Tài liệu tham khảo……….… ………91

CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ LỆ TRUYỀN.

1 Công suất cần thiết của động cơ.

Với:v = 0,25 (m/s) - vận tốc băng tải;

F = P = 14000 N - Lực vòng trên băng tải;

η=η d η br ƞ ol5 ƞ kn η tv

Tra bảng (2.3) Trong tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1

η tv=0,92 – hiệu suất của trục bộ truyền trục vít

ƞ d=0,96 – hiệu suất của bộ truyền đai

ƞ br=0,97 – hiệu suất bộ truyền bánh răng

ƞ ol=0,995 – hiệu suất của một cặp ổ lăn

ƞ kn=1 – hiệu suất khớp nối

ƞ=0,96 0,97 0,9955 1 0,92=0,84

Vậy :

P ct=P t

3,5

0,84=4,16¿

2 Tốc độ đồng bộ của động cơ điện.

+ Số vòng quay của trục máy công tác là n lv tính theo công thức (2.16):

n lv=60000 v

60000.0,25 3,14.500 =9,6(

vg

ph)

Trong đó:

v: vận tốc băng tải , v= 0,25 m/s;

D: đường kính băng tải, D= 500mm;

Tra bảng (2.4) ta chọn được tỉ số truyền sơ bộ của:

Chọn động cơ phải thỏa mản điều kiện : Pđc ≥Pct, Tqt≥ Tmax

Đồng thời có mômen mở máy thỏa mãn:

Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động :

Mà u h=u br .u tv

Hình 1.1 Chọn tỉ số truyền u1 của trục vít trong hộp giảm tốc trục vít – bánh răng

vì là cặp bánh răng nghiêng nên chọn c=2,8

tỷ số truyền trục vít là số nguyên phần lẻ còn lại cho tỉ số truyền bánh răng);

Thay vào công thức:

+ Tốc độ quay của trục II:

Công suất tác dụng lên các trục

+ Trục I :

P1= P2

ƞ ol ƞ tv=

4,33 0,995.0,92=4,73 ( Kw)

+ Công suất trên động cơ :

CHƯƠNG II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI

1.Thiết kế bộ truyền đai thang.

Bảng 2.1 Thông số yêu cầu

Hình 2.1 Chọn loại tiết diện đai hình thang

Ta chọn đai thang loại Ƃ;

1.2 Đường kính bánh đai nhỏ.

Như vậy tỉ số truyền thực tế:

[D1 (1−ε)]=

450 150.(1−0,02)=3,06

2

=1892 (mm)

Theo bảng (4.13)

Ta chọn L = 2000 (mm)

Kiểm nghiệm tuổi thọ đai: l = 2(m), nghiệm số vòng quay của đai trong 1 giây:

α1=1480≥1200=> Thỏa điều kiện

=>α1, D1, D2Thỏa điềukiện cho phép

Với P1/[Po]=2,44,Cz = 0,95; (Tra bảng 4.18 dựa vào Pl/Po)

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

Bảng 2.2 Thông số tổng kết đai thang

Lực căng ban đầu F0 165,86 N

CHƯƠNG III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG

1.Thiết kế bộ truyền bánh răng

Thông số đầu vào:

h = 1300 (ngày/2ca);

Bảng 3.1 Thông số bộ truyền bánh răng

+ Độ rắn : HB = (241÷285)

+ Giới hạn bền σ b 1=850 ( MPa)

+ Giới hạn chảy σ ch1=580 ( MPa)

1.2.Xác định ứng suất cho phép.

Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB( 180…350);

a Ứng suất tiếp xúc và ứng suất cho phép:

Do bộ truyền chịu tải trọng động:

c –Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay ,c =1;

K HL2=m√H N H 02

N HE 2=

6

√1,39 1071,08 107=1,04

NHE1>NHO1 =>lấy NHE1 = NHO1 =>KHL1 = 1

NHE2 <NHO2 =>lấy KHL2 = 1,3

NFE1 >NFO1 =>lấy NFE1 = NFE1=>KFL1 =1

[σ H¿- Ứng suất tiếp xúc cho phép :[σ¿¿H ]=567(MPa)¿

u - Tỷ số truyền , u= 4,947

ψ bd=0,5ψba (u+1)=0,5.0,3 ¿ 4,947 + 1) =0,89

cosβ =arccos (cosβ )=arccos (0,99)=8,1

=>β=8 o 06'

c.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

-Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

σ H=Z M Z H Z ε .√2 T2 K H(u+1)

b w u d w 12 ≤ [σ¿¿H ]¿

Trong đó:

σ H :ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền

Z M :hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.

Z H : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Z ε :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

K H: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

d.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

z v 2= z2

cos 3β=

134 (0,99 ¿¿ 3)=138 ¿

σ F 2=185,02 MPa<[σ ¿¿F 2]=255 MPa¿

e.Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo công thức (6.48) với

K qt=T max

σ H 1 max=σ H .√K qt=592.√2,2=878,07 MPa<¿ ¿

Theo công thức (6.49):

σ F 1 max=σ F 1 K qt=195,3.2,2=429,66 MPa<[σ ¿¿F 1] max=464 MPa ¿

σ F 2 max=σ F 2 K qt=185,02 2,2=356,3 MPa<[σ ¿¿F 2] max=360 MPa ¿

f các thông số và kích thước bộ truyền

v s=2,04 ( m/ s)<5 (m/s )⇒ Chọn vật liệu làm răng bánh vít là dùng đồng thanh không thiếc,

cụ thể là đồng thanh nhôm – sắt niken ƂpA ЖH 10-4-4 để chế tạo bánh vít.H 10-4-4 để chế tạo bánh vít

Tra bảng 7.1 – [3] với số liệu:

Bảng 3.3 Thông số vật liệu bánh vít

2.2 Xác định ứng suất.

2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ].

Theo bảng (7.1 ):

Với Bánh vít bằng vật liệu ƂpA ЖH 10-4-4 để chế tạo bánh vít.H 10-4-4: σ b=600 MPa, σ CH = 200 MPa

Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo bảng (7.2 )với v s=2,04 ( m/ s)⟶[σ H]=250(MPa)

2.2.2 Ứng suất uốn cho phép [ σ F ].

3.4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc.

σ F=23,5 MPa≤ [σ ¿¿F]=107,9 MPa¿

- Đường kính vòng đáy:

d f 1=m (q−2,4)=6,3.(12,5−2,4)=63,63( mm)

d f 2=m(z2−2,4+2 x)=6,3 (40−2,4+2.0 )=236,88 (mm)

- Đường kính ngoài của bánh vít: Khi z1=4

- η: Hiệu suất bộ truyền: η=0,84

- P: Công suất trên trục vít: P=P1=4,73 (kW )

- K t: Hệ số tỏa nhiệt: K t=8 ÷ 17,5W /(m2℃) Chọn K t=13

- [t d]: Nhiệt độ cho phép cao nhất của dầu: Do trục vít đặt dưới ⇒[t d]=90℃

quay của quạt n q=750 (vòng / phút )⇒ K tq=17 W /(m2℃)

CHƯƠNG IV.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

T: Momen xoắn danh nghĩa trên trục:

Ta được kích thước cơ bản của nối trục xích ống con lăn một dãy, mm:

Bảng 4.1 Kích thước cơ bản của nối trục xích ống con lăn một dãy

chốt

Khoảng cách giữa 2 má

Bước xích t

Tải trọng pháhỏng Q[N]

Tra bảng (16.7) [S] =50 (vg/ph)

1.1 Chọn vật liệu

phép [τ]=15 … 30 MPa

Bảng 4.2 Cơ tính của vật liệu

hạnbền σ b

(MPa)

Giới hạnchảy σ ch

(MPa)

Ứng suấtcho phép

T II: Momen xoắn trên trục bánh vít , T II=T I η u, (N.mm)

γ: Góc vít, γ=17,7 °

Dấu + do trục vít là chủ động

Ta có:

F r 1=F r 2=F t 1 .tg α tw

9457,4.tg(23,21) cos⁡(14,06) =4180,6 (N)

Lực khớp nối tác dụng lên: F rkn=(0,2 ÷ 0,3) Ft=(7676,73 ÷11515,095), Chọn

F rkn=7800(N )

1.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và trục:

- Chiều rộng ổ lăn b o theo bảng 10.2 ta có:

- Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng

- Khoảng cách giũa hai ổ lăn của trục vít:

Hình 4.1 Sơ đồ xác định khoảng cách trục

2 TÍNH CHỌN ĐƯỜNG KÍNH CÁC ĐOẠN TRỤC.

2.1 Trục I:

* Tính phản lực:

* Vẽ biểu đồ momenuốn và momen xoắn:

- Trong mặt phẳng đứng Ozy, phương trình cân bằng momen:

Hình 4.2 Biểu đồ momen trục 1

* Tính momen uốn tổng và momen tương đương:

Theo biểu đồ momen thì tiết diện nguy hiểm nhất là điểm B

Đường kính trục tại vị trí lắp ổ lăn: d A=d C=40 (mm)

* Chọn và kiểm nghiệm then:

Kiểm nghiệm then:

Điều kiện bền dập công thức 9.1 – [3]:

Vậy điều kiện bền cắt thỏa mãn.

* Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi:

Kết cấu thiết kế cần đảm bảo độ bền mỏi Hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm phải thõa mãn điều kiện công thức (10.19):

K τdj=

K τ

ε τ +K x−1

K y

pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, bảng (10.8) : Trục được mài

R a=0,32÷ 0,16 (μmm), σ b=750⇒ K x=1

mặt K y=1

giới hạn mỏi, theo bảng (10.10):

Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục tại vị trí lắp ổ lăn C

Chọn lắp ghép: Các ổ lăn trên trục lắp ghép theo kiểu k6:

τ aC=τ mC= T I

2 W oC=

95097,89 2.12566,4=3,78 (MPa)

Với d ol=40 (mm) t h eo b ả ng(10.10) ta có:{ε σ=0,85

ε τ=0,78

τ aj=τ mj= T j

2 W oj=

95097,89 2.4940,9=9,6

Ta thấy sự tập trung ứng suất tại trục lắp bánh đai là do rãnh then và do lắp ghép

Tra ảnh hưởng của rãnh then theo bảng (10.10 ):

{ σ aB=σ max=M B

340848,5 6283,2 =54,24 ( MPa)

Hình 4.3 Biểu đồ momen trục 2

* Tính momen uốn tổng và momen tương đương:

Theo biểu đồ momen thì tiết diện nguy hiểm nhất là điểm B

Đường kính trục tại vị trí lắp ổ lăn: d A=d D=55 (mm )

* Tính toán, kiểm nghiệm độ bền trục và độ bền mỏi:

tra theo bảng (10.9 ) ứng với trường hợp phun bi

Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình:

WTrục bánh

Bảng kiểm nghiệm hệ số an toàn: (trong đó, [s] là hệ số an toàn cho phép nằm trong

Bảng 4.7 Kiểm nghiệm đường kính trục 2

Kết quả kiểm ngiệm hệ số an toàn cho thấy các đoạn trục đều thoã mãn hệ

số an toàn kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi Ngoài ra trục còn đảm bảo về độ cứng

3 Trục III ( Trục bánh răng – Khớp nối).

* Tính phản lực:

* Vẽ biểu đồ momenuốn và momen xoắn:

Trong mặt phẳng đứng Ozy, phương trình cân bằng momen:

Hình 4.4 Biểu đồ momen trục 3

* Tính momen uốn tổng và momen tương đương:

Theo biểu đồ momen thì tiết diện nguy hiểm nhất là điểm B

Đường kính trục tại vị trí lắp ổ lăn: d A=d C=100 (mm )

σ d= 2 T III

d l t .(h−t1)≤[σ d]

τ c=2 T III

d l t b ≤[τ c]

Bảng 4.8 kiểm nghiệm then trục 3

của then l t (mm)

Moment T(N.mm)

* Tính toán, kiểm nghiệm độ bền trục và độ bền mỏi:

tra theo bảng (10.9 ) ứng với trường hợp phun bi

Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình:

Momen cảnxoắn W o

Bảng kiểm nghiệm hệ số an toàn: (trong đó, [s] là hệ số an toàn cho phép nằm trong

Bảng 4.9 Kiểm nghiệm đường kính trục 3

Vậy Thỏa mãn điều kiện

=> Trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi

CHƯƠNG V: TÍNH TOÁN LỰA CHỌN Ổ LĂN.

(mm)

T(mm)

r(mm)

C0

(kN)

,17

1.1659,97=4,5>e nên ta chọn: X=0,4 ;Y =0,4 cotgα=2

- Tải trọng quy ước :

√Q C

10

3 .¿ ¿ ¿+ Hệ số khả năng tải động:

√285=78596,6 ( N )=78,596(kN )

Vì C đ<C=80(kN ) nên ổ đảm bảo khả năng tải động

- Kiểm tra khả năng tải tĩnh

X0=0,5 ;Y0=0,22 cotgα=1,11

+ Tải trọng tĩnh quy ước:

(mm)

T(mm)

r(mm)

C0

(kN)

√29=26113,5( N )=26,113(kN )

Vì C t<C=102(kN ) nên ổ đảm bảo khả năng tải động

- Kiểm tra khả năng tải tĩnh

X0=0,5 ;Y0=0,22 cotgα=0,22.cotg (12,5)=0,99

+ Tải trọng tĩnh quy ước:

(mm)

T(mm)

r(mm)

C0

(kN)

1.5021,2=1>e nên ta chọn: X=0,4 ;Y =0,4 cotgα=1,5

- Tải trọng quy ước :

√Q C

10

3 .¿ ¿ ¿+ Hệ số khả năng tải động:

√10=18972 ( N )=18,9 (kN )

Vì C đ<C=162(kN ) nên ổ đảm bảo khả năng tải động

- Kiểm tra khả năng tải tĩnh

X0=0,5 ;Y0=0,22 cotgα=0,82

+ Tải trọng tĩnh quy ước:

Q 0 C=X0 F rC+Y0 F aC=0,5.5021,2+0,82.5209,6=6782,5( N )

Vì Q 0 C<C0=146(kN ) nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh

CHƯƠNG VI: THIẾT KẾ VỎ HỘP, BU LÔNG VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ

1.THIẾT KẾ VỎ HỘP

1.1 Tổng quan về vỏ hộp giảm tốc

đối của các chi tiết và bộ phận máy, trực tiếp tiếp nhận tải trọng do các chi tiết truyền đến, chứa dầu bôi trơn các bộ truyền trong hộp giảm tốc, bảo vệ các chi tiết máy

đúc, độ cứng cao và giá thành hạ

pháp đúc

một lớp sơn mỏng hoặc sơn đặc biệt

xuống

1.2 Xác định kích

16 (mm)

Đường kính (mm)

d5 = (0,5÷0,6).d2 = (12÷14,4)

Mặt bích ghét nắp

hộp

S4 = 26 (mm)

Bề rộng bích nắp và thân

= 70 (mm)

Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ

E2 = 1,6.d2 =38,4 (mm)

R2 = 1,3.d2 =31,2 (mm)

tâm lỗ bu lông và kích thước mặttựa

2.CÁC CHI TIẾT LIÊN QUAN ĐẾN KẾT CẤU VỎ HỘP

M27x2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32

2.6 Nút tháo dầu trụ

Sau một thời gian làm việc, dầu bôi chơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi và do hạt mài) hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu Lúc làm việc lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu Kích thước nút tháo dầu được chọn theo (Bảng 18.7)

2.7 Que thăm dầu

Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu

Que thăm dầu có hình dạng và kích thước như hình vẽ

Vòng phớt được dùng khá rộng rãi do có kết cấu đơn giản, thay thế dễ dàng Tuy nhiên

có nhược điểm là chóng mòn và ma sát lớn khi bề mặt trục có độ nhám cao

3.2 Vòng chắn dầu

Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] – TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ (TẬP 1) – TRỊNH CHẤT –

LÊ VĂN UYỂN – NHÀ XUẤT BẢN GIÁO DỤC

[2] - TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ (TẬP 2) – TRỊNH CHẤT –

LÊ VĂN UYỂN – NHÀ XUẤT BẢN GIÁO DỤC