Tải bản đầy đủ

Đồ án chi tiết máy

NHẬN XÉT
………………………………………………………
………………………………………………………
………………………………………………………
………………………………………………………
………………………………………………………
………………………………………………………
………………………………………………………
………………………………………………………
………………………………………………………
………………………………………………………
………………………………………………………
………………………………………………………
………………………………………………………
………………………………………………………
………………………………………………………
………………………………………………………
………………………………………………………
………………………………………………………
……………………………………………………….
1



LỜI CẢM ƠN

Xin gửi tới thầy Diệp Lâm Kha Tùng lời cảm ơn đã hướng dẫn tận tình,cũng như
tạo mọi điều kiên thuận lợi giúp đỡ em trong quá trình hoàn thành đồ án.
Trước sự hướng dẫn tận tình của thầy và tuy rằng em đã cố gắng rất nhiều nhưng
đồ án của em vẫn khó tránh khỏi những thiếu sót.
Rất mong nhận được sự đóng góp của thầy.
Em xin chân thành cảm ơn!

2


MỤC LỤC
CHƯƠNG I. TRUYỀN DẪN CƠ KHÍ TRONG MÁY
CHƯƠNG II. BỘ TRUYỀN ĐAI
CHƯƠNG III. BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

I.

CẤP NHANH

II.

CẤP CHẬM

CHƯƠNG IV. THIẾT KẾ CÁC TRỤC VÀ THEN

I.

THIẾT KẾ CÁC TRỤC

II.

THEN

CHƯƠNG V. THIẾT KẾ GỐI ĐỠ VÀ VỎ HỘP

I.


THIẾT KẾ CHỌN Ổ LĂN

II.

THIẾT KẾ VỎ HỘP

III.

BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC

3


CHƯƠNG I.
TRUYỀN DẪN CƠ KHÍ TRONG MÁY
1.Xác định công suất băng tải


Pt =5,12(kw)

-Tải động Ptd = = =4,428(kw)
2. Hiệu suất chung của hệ thống truyền động
Ƞchung= η1dai . η4ổ lăn . η2bảnh răng . η1khớp nối = =0,86
3.Công suất cần thiết


Pct = = = 5,1488(kw)

-Tra bảng
-Ta có: pđc= 5,1448( kw )
 Phân
°
°
°
°

phối công suất pi:
P1=pct. Ƞđai. Ƞolan = 5,1448.0,95.0,99=4,842(kw)
P2=p1. Ƞbanhrang. Ƞolan = 4,842.0,97.0,99=4,65(kw)
P3=p2. Ƞbanhran. Ƞolan = g4,65.0,97.0,99=4,465(kw)
P4=p3. Ƞkhopnoi. Ƞolan = 4,465.1.0,99=4,42(kw)

4. Số vòng quay trong băng tải


V= => nt=
4




Uchung = == 24,047

-Mà Uchung=Uđai .UHGT = 24,047
-Chọn UHGT = 10 => Uđai = = 2,4047


Tra bảng



nđc=1425 vòng/phút
° n1= = = 529,59 (vòng/phút)
° n2= = = 154,72(vòng/phút)
° n3= = = 59,28(vòng/phút)
° n4= = = 59,28(vòng/phút)

5. Mô men xoắn
Ti =
Ti = = = 34505,99 N.mm
T1 = = = 78032,2 N.mm
T2 = = = 287018,485 N.mm
T3= = = 719310,8974 N.mm
T4 = = 712061,4035 N.mm

 BẢNG

THÔNG SỐ

Thông số

Động cơ

Trục I

Trục II

Trục III

Trục làm việc

P (KW)

5,1488

4,482

4,65

4,465

4,42

U

Uđai=2,4047

Ubr1= 3,83

Ubr2 = 2,61

Ukhopnoi=1

5


n (v/p)

1425

529,59

154,72

59,28

59,28

T (Nmm)

34505,99

78032,2

287018,485

719310,8974

712061,4035

CHƯƠNG II. BỘ TRUYỀN ĐAI

1.

2.

Theo hình 4.42, phụ thuộc vào công suất 5,1488 Kw và số vòng quay
n=1425 vòng/phút, chọn đai loại B.
-Theo bảng 4.3 ta chọn cho đai cho đai loại B:
Với bp=14 mm, b0=17 mm, h=10,5 mm, y0=4 mm, A= 138 mm2,
d1=140280 mm.
Đường kính bánh đai nhỏ d1=1,2dmin = 1,2.140=168 mm.
-Theo tiêu chuẩn ta chọn d1=180mm.

3.

Vận tốc đai
6


V1== = 13,43 m/s
4.

Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối §=0,01
-Đường kính bánh đai lớn: d2=u.d1(1-§)=2,4047.180.(1-0,01)=428,52

Theo tiêu chuẩn ta chọn d2=400mm.


Tỷ số truyền: U=== 2,245

Sai lệch so với giá trị chọn trước 6,6%.
5. Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức:
2(d1+d2)a0,55(d1+d2)+h
2(180+400)0,55(180+400)+10,5
1160 mm329,5 mm
-Ta có thể chọn a=1,2d2=480 mm khi U=2.

6. Chiều dài tính toán của đai


L= 2a ++
= 2.480 + = 1871,17 mm

- Theo bảng 4.3 chọn đai có chiều dài L = 2500mm = 2,5 m
7. Số vòng chạy của đai trong một giây
i = = = 5,372 s-1
[i]
= 10 s-1 , do đó điều kiện được thỏa.


°

8. Tính toán lại khoảng cách trục a

a=
Trong đó K = L- =2500- = 1588,94 mm

7


Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép.
9. Góc ôm đai bánh đai nhỏ
= 1800 - 57() = 164,40 = 2,87 rad
10. các hệ số sử dụng


Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai:
)=0,96




Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc:
-1)=1-0,05(0,01.13,432-1)=0,96
Hệ số xét đến ảnh hưởng tỷ số tryền u



Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai Cz, ta chọn sơ bộ = 1.



Hệ số xét đến chế độ tải trọng pr=0,7



Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai
CL===1,018.

11. theo đồ thị ta chọn[p0]=3,8 kw khi d=180 mm và đai loại B.

12. Số dây đai được xác định theo công thức:
Z= 1,83
ta chọn Z = 2 đai.

13. Lực căng đai ban đầu
F0 = A.= 2.138.1,5=414 N
Lực căng mối dây đai
8


== 212 N
14. Lực vòng có ích
Ft==383,38 N
Lực vòng trên mỗi dây đai: = 191,69 N

15. Từ công thức

Suy ra: 2.F0.
(2)=2.+;

Từ trên suy ra:f’= ==0,35
Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn(giả sử góc biến
dạng bánh đai )
Fmin=f’sin()=0,35.sin190=0,114
16. Lực tác dụng lên trục
Fr = 2.F0sin() = 2.414.sin() = 820,34

9


CHƯƠNG III. BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
I.

CẤP NHANH
1.

Mô men xoắn trên trục của bánh dẫn T1=78032,2 Nmm.
Tỷ số truyền U=3,83. Số vòng quay n=592,59 593 vòng/phút.

2.

Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn
Chọn thép 45Cr được tôi cải thiện. theo bảng 6.13 đối với bánh dẫn ta
chọn độ rằn trung bình HB1=250, đối với bánh bị dẫn ta chọn độ rắn
trung bình HB2=228.Vật liệu này có khả năng chạy rà tốt.

3.

Số chu kỳ làm việc cơ sở
NH01=30..2.4=30.225 2.4 =1,71.107chu kỳ
NH02=30.2.4 =30.2282.4=1,37.107 chu kỳ.

4.

Số chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng.
.
Trong đó, t1=
Mà Lh = 6.2.300.5=18000 giờ
Từ đây suy ra:
Tương tự :
=
5.


K=KHL2=KFL1=KFL2
Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác
định như sau:
suy ra:

10


:

6.

ứng suất tiếp xúc cho phép
[= .= .
-Khi tôi cải thiện SH=1,1 do đó:

-Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:

7.

ứng suất uốn cho phép:
.1=257 Mpa
.1=234,5 Mpa

8.

Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên
ψba = 0,3ψba=0,4

ψbd == 0,966
Theo bảng 6.4 ta chọn KHB=1,09, KFB=1,13
9.

Khoảng cách trục
aw= 43(u+1) = 43(3,83+1)=139 mm.
Trong đó = 0,45(466,4+430,4)
= 430,6 Mpa<

10 . Mô đun răng
+ mn = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02).160 = (1,6÷3,2) mm
+ Theo tiêu chuẩn,ta chọn mn= 3 (mm)
11


11.

Từ điều kiện: 200 80
Suy ra:

Ta chọn, z1 = 21 răng
+ Số răng bánh bị dẫn: z2 = u1.z1 = 21.3,83 = 80,43 răng
Chọn z2 = 80 răng
+ Tính lại β:
β = arc cos=18,10
12. Tỷ số truyền sau khi chọn số răng
U==3,81
13. Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng


Đường kính vòng chia :
d1 = = = 66 mm
d2 = == 252 mm



Đường kính vòng đỉnh:
da1 = d1+2m = 66+2.3 = 72 mm
da2 = d2+2m = 252+2.3 = 258 mm



Khoảng cách trục:
αw = = =160 mm



Chiều rộng răng:


bánh bị dẫn:b2= ψba.a=0,4.160=64 mm
• bánh dẫn: b1= b2+5=64+5=69 mm
12


14. Vận tốc vòng bánh răng
V=
15. theo bảng 6.3 chọn cấp chính xác 9 với Vgh=6 m/s
16. Hệ số tải động theo bảng 6.5
KHV=1,05,KFV=1,09
17. Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng tiếp xúc
=.
= .= 17,66 Mpa
Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thỏa mãn.

18.Hệ số dạng răng YF




Đối với bánh dẫn: YF1=3,47+=3,47+=4,1
Đối với bánh bị dẫn: YF2=3,47+=3,47+=3,84

Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn)



Bánh dẫn:
Bánh bị dẫn:

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn

19. Ứng suất uốn tính toán

= = =58,25 Mpa
MPa
Do đó, độ bền uốn được thỏa mãn
13


II.CẤP CHẬM
1.Mô men xoắn trên trục của bánh dẫn T2=287018,485 Nmm.
Tỷ số truyền U=2,61. Số vòng quay n= 156 vòng/phút.
2. Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn
Chọn thép 45Cr được tôi cải thiện. theo bảng 6.13 đối với bánh dẫn ta chọn
độ rằn trung bình HB1=250, đối với bánh bị dẫn ta chọn độ rắn trung bình
HB2=228.Vật liệu này có khả năng chạy rà tốt.
3. Số chu kỳ làm việc cơ sở
NH01=30..2.4=30.225 2.4 =1,71.107chu kỳ
NH02=30.2.4 =30.2282.4=1,37.107 chu kỳ.
4. Số

chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng.
.
Trong đó, t1=
Mà Lh = 6.2.300.5=18000 giờ
Từ đây suy ra:
Tương tự :

= chu kỳ
Vì =KHL2=KFL1=KFL2=1
5.Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng được xác
định :
suy ra:

14


6.

Ứng suất tiếp xúc cho phép
[= .= .
Khi tôi cải thiện SH=1,1 do đó:
ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:

7.

Ứng suất uốn cho phép:
.1=257 Mpa
.1=234,5 Mpa

8.

Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên
ψba = 0,3ψba=0,4
ψbd == 0,722
Theo bảng 6.4 ta chọn KHB=1,02, KFB=1,04

9.

Khoảng cách trục
aw=43(u+1) = 43(2,61+1)=178,24 mm.
Trong đó = 0,45(466,4+430,4)
=430,6 Mpa<

10 . Mô đun răng
+ mn = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02).200 = (2÷4) mm
+ Theo tiêu chuẩn,ta chọn mn= 3 (mm)
11.từ điều kiện:200 80
Suy ra:
15


Ta chọn, z1 = 36 răng
+ Số răng bánh bị dẫn: z2 = u1.z1 = 36.2,61 = 93,96 răng
Chọn z2 = 94 răng
+Góc nghiêng răng β:
β = arc cos=130
12.Tỷ số truyền sau khi chọn số răng
U = = 2,61
13. Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng


Đường kính vòng chia:
d1 = = = 111 mm
d2 = == 290 mm



Đường kính vòng đỉnh:
da1 = d1+2m =111+2.3 =117 mm
da2 = d2+2m = 290+2.3 =2 96 mm



Khoảng cách trục:
αw = = =200 mm



Chiều rộng răng:
bánh bị dẫn:b2= ψba.a=0,4.200=80 mm
bánh dẫn: b1= b2+5=80+5=85 mm

14. Vận tốc vòng bánh răng
16


V=

15. theo bảng 6.3 chọn cấp chính xác với Vgh=6 m/s

16. Hệ số tải động theo bảng 6.5
KHV=1,02,KFV=1,04

17. Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng tiếp xúc
=.
= . = 425,36 Mpa
Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thỏa mãn.

18.Hệ số dạng răng YF
Đối với bánh dẫn: YF1 = 3,47+ = 3,47+= 3,84
Đối với bánh bị dẫn: YF2 = 3,47+=3,47+= 3,61


Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn)
Bánh dẫn:
Bánh bị dẫn:

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn.

19. Ứng suất uốn tính toán
17


= = = 84,14 Mpa
MPa
Do đó, độ bền uốn được thỏa mãn.

CHƯƠNG IV. THIẾT KẾ CÁC TRỤC VÀ THEN

I.
1.

THIẾT KẾ TRỤC

Phân tích lực tác dụng lên trục từ các chi tiết quay của hệ thống
truyền động
• Lực tác dụng lên bộ truyền đai
Fr=2.F0sin(
• Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng
Ft1 = Ft2 = 2T1/d1 = = 2477,2 N
Ft3 = Ft4 = 2T2/d1 = = 5315,2 N
Fr1 = Fr2 = =
18


Fr3 = Fr4 = =

2.

Chọn vật liệu trục là thép C45, chọn bộ ứng suất xoắn cho phép [

=324 Mpa,
Fa1 = Fa2 = Ft1.tg
Fa3 = Fa4 = Ft3.tg

3.

Xác định đường kính sơ bộ trục theo công thức
d1 =mm. chọn d1=25 mm.
d2d2=40 mm.
d3mm. chọn d3=50 mm.

Tra bảng chọn ổ lăn cỡ trung hẹp
d1 = 25 B1 = 17 mm
d2 = 40 B2 = 23 mm
d3 = 50 B3 = 27 mm
4.

Định vị trí các điểm đặt lực trên trục hộp giảm tốc
 Chọn trục 2 làm chuẩn

19


a

b

c

a = mm


b=
TRỤC
I
c ==

R AY

C

A

RBY

2

D

Fr1

1

B
RX

Fr

2

1

Fa1

Ft1
f

a

b+c

65150,823
65627,2
36129,423

MX
Nmm

MY
Nmm

20

T
Nmm

89179,2

110105,18


1. Khoảng

cách f chọn trong bảng 10.2
f không nhỏ hơn 60, ta chọn f = 80 mm (khi T=80000)
2. Tính phản lực
 Mặt phẳng



đứng(yoz)

Mặt phẳng ngang (y0x)

Từ (1) suy ra RBx = = = 701,31 N
Thay vào (2), ta có RAx = -RBx+Ft1 = -701,31+2477,2 = 1775,89 N
3. Vẽ

biểu đồ xoắn
 Trong đoạn CB, mặt phẳng đứng (yoz) Mx
CA



Trong đoạn AB mặt phẳng ngang(yox)
AD
DB

21


T = Ft1.
4. Xác

định đường kính trục

Mtđ(11) =
== 149440,549
D(1-1) =
Chọn d(1-1)=35 mm.
Mtđ(2-2) =
== 149440,549
D(2-2) =
Chọn d(2-2)=30 mm.
5. Các

biểu đồ momen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí D
• Momen uốn tại D

Mtđ(11)== 127913,72 Nmm


Momen xoắn tại D T=89179,2 Nmm

Trục có một then với đường kính d= 35mm, ta chọn then có chiều rộng b=10mm,
chiều cao h=8mm,chiều sâu rãnh then trên trục t1=5, chiều sâu rảnh then trên mayo
Z2 = 3,3 mm, khi đó:
W =-=-= 3566,4 mm3
Do đó, Ứng suất xoắn
Trong đó, momen cản xoắn w0 =- = -= 7775,6 mm3
Do đó, =5,735 Mpa
Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động = = 2,8675 Mpa
Tại tiết diện D có sự tập trung ứng suất là rảnh then. Theo bảng 10.8 ta chọn
k=2,05 với
Theo bảng 10.3 ta chọn Hệ số ψ
22


6. Xác

định hệ số an toàn tại D theo công thức
S
S =50,29
Hệ số an toàn

-

S= == 6,37 > [s]=1,5
REY

TRỤC II

t2
Do
3 đó, điều kiện bền mỏi của trục tại tiết diện D được thỏa mãn

4

F

E



F

Fa2-

RHY

2

F

G

Fr3

1

H
RHX

Fr2
REX

3

4

Fa3

Ft3
a

b

c

134344,8

66240,7
54052,3
MX
Nmm

49779,8

309864,8
219951,2
T
MY
Nmm
Nmm

23


294993,6

1.

Tính phản lực tại EH



Mặt phẳng đứng(yoz)



Mặt phẳng ngang (y0x)

Từ (1) suy ra RHx = = = 4244,8N
Thay vào (2), ta có:
REx =Ft2+Ft3-RHx = 2477,2+5315,2-4244,8=3547,6 N
2.


Vẽ biểu đồ uốn, xoắn

Trong đoạn EH, mặt phẳng đứng (yoz) Mx
24


EF



Trong đoạn AB mặt phẳng ngang (yox) My

EF

FG
GH
3.

T = Ft3.
Xác định đường kính trục

Mtđ(3-3)=
== 341417,8
d(3-3) =
Chọn d(3-3) = 45 mm.
Mtđ(4-4) =
= = 423474,5
d(4-4) =
Chọn d(4-4) = 45 mm.
4.

Các biểu đồ momen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí G
25


Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

Tải bản đầy đủ ngay

×