file mẫu đồ án cstkm

mẫu đồ án cơ sở thiết kế máy

PHẦN I

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1-Chọn kiểu loại động cơ :

1.1.1-Tính toán công suất :

A - Công suất làm việc trên trục tang quay (trục máy công tác):

 Công suất tương đương

P td = P lv β

là hệ số xét đến sự thay đổi tải trọng không đều

Theo công thức 2.14 tài liệu

 Tính hiệu suất của hệ thống :

Theo công thức 2.9 tài liệu

Trong đó:

  : hiệu suất truyền động

 1,2,3 là hiệu suất truyền của các bộ truyền

Theo bảng 2.3 tài liệu (I) trang 19 :

Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ nghiêng ( để kín) : �br = 0,96

Hiệu suất truyền của bộ truyền xích (để hở) : �x = 0,93

Hiệu suất của 1 cặp ổ trượt = 0,99

Hiệu suất của bộ truyền đai(để hở) : �d = 0,95

Hiệu suất một cặp ổ lăn :

Hiệu suất hệ thống : �ht =

= 0,96.0,93.0,99.0,95.(0,99)3 = 0.815

C- Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Theo công thức 2.8 tài liệu

v D

 = = 76,43 (Vòng/phút)

Trong đó:

 D = 320 (mm) : là đường kính băng tải

 v = 1,3 m/s : là vận tốc băng tải

 Tỉ số truyền của hệ thống sơ bộ ( usb )

Theo công thức 2.15 tài liệu

 Số vòng quay sơ bộ của hệ thống (nsb)

Theo công thức 2.18 tài liệu

nsb= nlv.usb= 76,43.37,8 = 2934,414 (vòng/phút)

Động cơ thỏa mãn các thông số cần thiết

1.2 - Phân phối tỷ số truyền

 Tỉ số truyền chung của hệ thống :( ut )

Theo công thức 3.23 tài liệu

ut = = = 37,7

Trong đó:

 nđc = 2930 (vòng/phút) là số vòng quay của động cơ đã chọn

 nlv = 76,43 (vòng/phút) là số vòng quay của trục tang quay (trục máy công tác)

 Phân phối tỷ số truyền của hệ dẫn động cho các bộ truyền

ut = ud.ubr .ux

Tra bảng 2.4 tài liệu [I] Trang 49:

nII = = = 232,6 (vòng/phút)

Trục công tác :

ntang = = = 79,6 (vòng/phút)

1.4 - Công suất trên các trục :

Công suất trên trục động cơ :

1.5 – Tính mô men xoắn trên các trục :

Theo công thức sau trang 49 tài liệu :

Trục động cơ:

= = 9601,54 (Nmm)Trục I (trục chủ động):

= = 28335,8 (Nmm) Trục II (trục bị động):

= = 111676,7 (Nmm) Trục công tác:

= = 355245,6 (Nmm)

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

II.1 BỘ TRUYỀN ĐAI

A -

Các thông số đầu vào :

- Số vòng quay trên trục động cơ : nđc = 2930 (vòng/phút)

- Công suất trên trục động cơ : Pđc = 2,963 (Kw)

- Tỷ số truyền của bộ truyền đai : uđ = 3,15

B

- Chọn loại đai và tiết diện đai :

- Nếu Pđc > 2 : Chọn đai thang, (2)

- Nếu v < 25m/s : Chọn đai thang thường, (3)

- Nếu v� 25m/s: Chọn đai thang hẹp, (4)

Từ (1), (2), (3), (4) kết hợp với hình 4.1, bảng 4.13 trang 59 tài liệu Ta chọn đai hình thang thường loại A Theo đó thông số kích thước cơ bản của đai được cho trong bảng sau:

Chiều dài giớihạnl (mm)

Thang thường

Hình vẽ dưới đây thể hiện kích thước mặt cắt ngang của dây đai:

13 11

- là mô men xoắn trên trục bánh đai nhỏ (Nmm)

Theo dãy tiêu chuẩn bảng 4.13 tài liệu ta chọn đường kính bánh đai nhỏ :

d15= 160 (mm)

2 Tính vận tốc đai:

= 24,5 (m/s)

⇨ Thỏa mãn điều kiện v = 25 m/s ( Đai thường )

3 Tính đường kính bánh đai lớn :

- Đường kính đai lớn được xác định bởi công thức :

Theo công thức 4.2 tài liệu

d2 = uđ.d1.(15- )Trong đó:

- uđ là tỷ số truyền của bộ truyền đai

Trị số a tính cần phải thỏa mãn điều kiện sau:

Công thức( 4.14) tài liệu [I]- trang 60:

0,55(160+500) + 8 a 2.(160+500)

37 a 1320 (mm)

Dựa vào tỉ số truyền và đường kính chọn khoảng cách trục a (theo bảng 4.14- Trang 60 tài liệu [I])

=> asb = d2 = 500 (mm)

5 Xác định chiều dài đai l:

Theo công thức 4.4 tài liệu [I]- Trang54:

= 2094 (mm)

Theo dãy tiêu chuẩn bảng 4.13 tài liệu [I]- Trang 59: chọn

- Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ:

Theo công thức 4.15 tài liệu [I]-Trang 60:

Từ chiều dài đai tiêu chuẩn cần tính chính xác khoảng cách trục a theo công thức 4.6tài liệu [I]- Trang 54:

Trong đó:

=> = 7115(mm) => thỏa mãn đk cho phép về khoảng cách trục)

6 Tính góc ôm trên bánh đai nhỏ :

-Góc ôm xác định theo công thức 4.7 tài liệu [I]- T54 với điều kiện:

Góc => thỏa mãn điều kiện

: công suất cho phép.

- Tra bảng 4.7 tài liệu [I]- Trang 55:

(hệ số tải trọng động)

- :hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm (Tra bang 4.10- trang 57): =0,623

- Tra bảng 4.16 tài liệu [I]- Trang 63:

hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai

- Tra bảng 4.17 tài liệu [I]- trang 63

:hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền

- Tra bảng 4.18- trang 63:

Ta có:Cz= 15(Hệ số kể đén ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai)

 =0,62 (đai)

Vậy chọn số đai Z= 1

1 Xác định chiều rộng bánh đai :

- Từ số đai xác định chiều rộng bánh đai B theo công thức 4.17 tài lệu [I]

Tra bảng 4.215tài liệu [I]-trang63: ;

=>

Đường kính ngoài của bánh đai tính theo công thức 4.18 tài liệu [I]-Trang 63

Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ :

Đường kính ngoài của bánh đai lớn :

E - Xác định lực căng ban dầu và lực tác dụng lên trục :

- Lực căng ban đầu được xác định theo công thức 4.19 tài liệu [I]_Trang 63:

Trong đó: lực căng do ly tâm sinh ra

Theo công thức 4.20 tài liệu [I]- Trang 64:

Vậy lực căng ban đầu

+ 63 = 164,36(N)

Lực tác dụng lên trục tính theo công thức 4.215tài liệu [I]

BẢNG THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN ĐAI

II.2 BỘ TRUYỀN XÍCH

II.2.1 Chọn loại xích:

- Chọn xích ống con lăn hay gọi tắt là xích con lăn có độ bền mòn cao hơn xíchống, chế tạo đơn giản không phức tạp bằng xích răng, giá thành hạ do đó xíchcon lăn được sử dụng rộng dãi

- Do bộ truyền không lớn nên ta chọn loại xích này

II.2.2 Xác định các thông số của bộ truyền xích:

- Pt là công suất tính toán

- PII = 2,62 (Kw) là công suất trên trục II

- là công suất cho phép

 là hệ số kể đến khoảng cách trục và chiề dài xích

 là hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích

(vị trí trục không điều chỉnh được)

 là hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn

môi trường làm việc có bụi

(Theo bảng 5.5 tài liệu [ I ] ta có [P] = 11,0 (KW) )

Theo bảng 5.8 tài liệu [I] ta chọn bước xích :

p = 3,41(mm) < pmax = 11(mm)  Thỏa mãn điều kiện

Số lần va đập của xích trong 15giây tính theo công thức 5.14 tài liệu

Trong đó : số lần va đập cho phép trong 15giây

Tra bảng 5.9 tài liệu [I]: ta có [i] = 30 lần

Vậy sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm bảo, không gây ra hiện tượng gẫy các răng và đứt mắt xích

- là lực vòng (N)

- là lực căng do lực ly tâm gây ra N

- q là khối lượng một m xích (m là dãy xích ở đây m = 1)

tra bảng 5.2 tài liệu [I]



- F0 là lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra (N)

Theo công thức 5.16 tài liệu [I]

- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích

Theo công thức 5.18 tài liệu [I]

Trong đó:

 là ứng suất tiếp xúc cho phép MPa

 là lực vòng N

 lực va đập trên m dãy xích (ở đây m=1)

Theo công thức 5.19 tài liệu [I]

 là hệ số tải trọng phân bố không đều

xích một dãy

 là hệ số tải trọng

do (Z = 20, kr = 0,48 , kr15= 0,48 – 3.0,012 = 0,47)

 E là môđun đàn hồi MPa

 là môđun đàn hồi của vật liệu con lăn và đĩa xích

Lấy MPa

 A diện tích chiếu bề mặt bản lền Tra bảng 5.12 tài liệu [I]

- Kiểm nghiệm đĩa xích 1

- Vậy ta có thể sử dụng gang xám để chế tạo đĩa xích bằng phương pháp

nhiệt luyện để đạt độ rắn bề mặt HB=321÷429 ( Dựa vào bảng 5.11tài liệu

[I])

F - Xác định các lực tác dụng lên trục

Trong thực tế tính toán có thể bỏ qua nên

Vậy lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức

Trong đó:

hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích

Khi bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng 1góc nhỏ hơn

vì

là lực vòng trên đĩa xích

Suy ra

BẢNG THÔNG SỐ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN XÍCH

Đường kính vòng chia của đĩa xích bị động

Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích chủ

động

Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích bị động

Đường kính vòng chân của đĩa chủ động

Đường kính vòng chân của đĩa bị động

Bước xích

Phần III-Thiết bộ truyền trong bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 3.1.Chọn vật liệu:

Theo bảng 6.1 tài liệu [I] ta chọn như sau:

+ Bánh nhỏ: chọn vật liệu thép 45 tôi cải thiện có độ cứng, giới hạn bền, giới hạn bền chảy như sau:

Chọn độ cứng bánh nhỏ:

+ Bánh lớn: chọn vật liệu thép 40X tôi cải thiện có độ cứng; giới hạn bền, giới hạn chảy như sau;

Chọn độ cứng bánh lớn:

3.2.Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép , ứng suất uấn cho phép

Theo công thức 6.1a và 6.2a tài liệu [I] :

Trong đó:

hệ số xét đến nhám của răng làm việc

hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng

hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

m :là môđum (mm)

hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước banh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Trong tính toán thiết kế lấy sơ bộ

Theo công thức 6.1a và 6.2a tài liệu [I] :

ứng suất tiếp xúc cho phép

ứng suất uốn cho phép

, hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

Tra bảng 6.2 tài liệu [I] ta có;

Theo công thức 6.3 và 6.4 tài liệu (I)

Trong đó: bậc của đường công mỏi khi thử về tiếp xúc uốn

số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc, theo công thức 6.5 tài liệu [I];

Bánh nhỏ:

Bánh lớn:

số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn, đối với các loại thếp thì:

số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Theo công thức 6.7 tài liệu (I)

Trong đó: lần lượt là mômen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ I của bánh răng đang xét

Trong đó: lần lượt là mômen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc

Theo công thức 6.1a tài liệu [I] :

Theo công thức 6.12 tài liệu [I], ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị trung bình của hai ứng suất tiếp xúc , , đối với bánh răng trụ răng nghiêng, và nhỏ hơn 0,045min

Theo công thức 6.2a tài liệu [I] :

Vậy:

+ Ứng suất tiếp xúc cho phép

+ Ứng suất uốn cho phép

+ Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép, theo công thức 6.13 tài liệu [I]:

+ Ứng suất uốn quá tải cho phép

3.3.Xác định thông số cơ bản của bộ truyền

Xác định sơ bộ khoảng cách trục , Theo công thức 6.15a tài liệu [I] :

chiều rộng vành răng

Tra bảng 6.6 tài liệu [I] : chọn 6

Theo công thức 6.16 tài liệu [I] :

hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng tính về tiếp xúc

Tra bảng 6.7 tài liệu [I]:

Chọn

3.4 Xác định các thông số ăn khớp.

- Xác định môđum theo công thức 6.17 tài liệu [I]:

Theo bảng 6.8 tài liệu [I]: chọn m =1,5

- Xác định số răng , góc nghiêng hệ số dịch chỉnh x, theo công thức 6.18 tàiliệu [I]:

- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc, theo công thức 6.33 tài liệu [I]:ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

Trong đó :

hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5 tài liệu [I]:

hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc, theo công thức 6.34 tài liệu [I]:

góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở, theo công thức 6.35 tài liệu [I]: Đối với bánh răng nhiêng không dịch chỉnh theo công thức bảng 6.11

Theo công thức 6.35 tài liệu [I], theoTCVN 1065_71

Vậy

hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, theo công thức 6.37 tài liệu [I],

Trong đó

là hệ số trùng khớp ngang tính theo công thức 6.38 tài liệu [I],

theo công thức 6.36c tài liệu [I],

khi

hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc theo công thức 6.39 tài liệu [I],

Với : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 tài liệu [I]:

hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ănkhớp, tra bảng 6.14 tài liệu [I]: Vì đường kính vòng lăn bánh nhỏ, tính theo công thức 6.11 tài liệu [I]:

theo công thức 6.40 tài liệu [I],

Theo bảng 6.13 tài liệu [I]:v = 1,82 cấp chính xác 9

hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, theo công thức 6.41 tài liệu [I],

theo công thức 6.42 tài liệu [I],

hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 tài liệu [I]:

hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2, tra bảng 6.16 tài liệu [I]:

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

Với v = 1,82 m/s < 5 m/s nên , cấp chính xác 9 ta có

do đó ,

Vậy

Vậy

- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Đảm bảo độ bền uốn cho răng phải thỏa mãn điều kiện sau, theo công thức 6.43 tài liệu [I]:

Trong đó:

mômen xoắn trên bánh chủ động

môđum

chiều rộng vành răng

hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với hệ số trùng khớp ngang

hệ số kể đến độ nghiêng của răng

hệ số dạng răng của bành 1 và bánh 2 phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh,tra bảng 6.18 với:

tra bảng 6.18 tài liệu [I]:

Với hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính

về uốn, tra bảng 6.7 tài liệu [I]:

hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp tính

về uốn, với v =1,82 cấp chính xác 9 tra bảng 6.14 tài liệu [I]:

hệ số kể đến tait trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn, theo côngthức 6.46 tài liệu [I]:

Theo công thức 6.46 tài liệu [I]:

Với tra bảng 6.15 và 6.16 tài liệu [I]:

Vậy

theo công thức 6.45 tài liệu [I]:

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức 6.43 tài liệu [I]:

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức 6.44 tài liệu [I]:

Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép

hệ số xét đến độ nhám của mặt lượn chân răng

hệ số xét đến độ nhạy cảm của vật liệu đối với tập trung ứng suất

hệ số ảnh hưởng của kích thước bánh răng tới độ bền uốn,

Vậy

Ta thấy:

Bánh răng đủ bền về độ uốn

- Kiểm nghiệm răng về quá tải

- Theo (6.48) tài liệu [I] có : Kqt = Tmax / T = 1,4

Kiểm nghiệm răng quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại theo công thức 6.48 tài liệu [I]:

theo công thức 6.48 tài liệu [I]:

Theo các công thức trong bảng 6.11 tài liệu [I], ta tính được:

df2 = d2 (2,5 22 )m = (2,5 2 ) = 150,045

Bảng các thông số kích thước bộ truyền:

PHẦN IV: TÍNH TOÁN KIỂM NGHIỆM TRỤC

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 những vật 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 45 nhiệt luyện thường hoá có cơ tính như sau :

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

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

Hình 6.1 Khoảng cách giữa các gối đỡ

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

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

Tra bảng 10.2 ,từ đường kính sơ bộ d ,xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo

- Đường kính sơ bộ của trục I: dsb I = 25 (mm);

- Đường kính sơ bộ của trục II: dsb II = 40(mm);

Dựa vào đường kính sơ bộ của các trục vừa tính toán, ta xác định được gần đúng chiều rộng của ổ lăn, theo bảng 10 2 - tr 189 Tài liệu [1] , ta có:

Với: d = 25 (mm)  b01 =17(mm);

- Với: d = 40 (mm)  b02 = 23 (mm);

- Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền:

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

- Chiều dài moay ơ bánh đai được xác định theo công thức:

lmki = (1,2…1,5)dk (10.10)

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

Chiều dài moay ơ bánh đai bị dẫn: lm12 =(1,2…1,5) 25 = (30… 37,5) mm; lấy: lm12 = 25,5(mm);

Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng xác định theo công thức: lmki = (1,2…1,5)dk (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:

+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc

khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = (8…15) mm; lấy k1 = 10 (mm);

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

- 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 trọnglki :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(lmki +b0i) +K3+hn

-Trục I :

lc12=0,5(lm12 + b01) +K3 +hn

=0,5(25,5+17)+15+20 =61 (mm)