Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Luận văn Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Lời nói đầu

Hiện nay khoa học kỹ thuật đang phát triển nh vũ bão, mang lại những lợi ích cho con ngời về tất cả nhữnh lĩnh vực tinh thần và vật chất.Để nâng cao đời sống nhân dân, để hoà nhập vào sự phát triển chung củacác nớc trong khu vực cũng nh trên thế giới Đảng và Nhà nớc ta đã đề ranhững mục tiêu trong những năm tới là nớc công nghiệp hoá hiện đại hoá.

Muốn thực hiện đợc điều đó một trong những ngành cần quan tâmphát triển nhất đó là ngành cơ khí chế tạo máy vì ngành cơ khí chế tạomáy đóng vai trò quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụcho mọi ngành kinh tế quốc dân Để thực hiện việc phát triển ngành cơkhí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môncao, đồng thời phải đáp ứng đợc các yêu cầu của công nghệ tiên tiến,công nghệ tự động hoá theo dây truyền trong sản xuất

Nhằm thực hiện mục tiêu đó, chúng em là sinh viên trờng ĐạiHọc Kỹ Thuật Công Nghiệp - Thái Nguyên nói riêng và những sinh viêncủa các trờng kỹ thuật nói chung trong cả nớc luôn cố gắng phấn đấutrong học tập và rèn luyện, trau dồi những kiến thức đã đợc dạy trong tr-ờng để sau khi ra trtr-ờng có thể đóng góp một phần trí tuệ và sức lực củamình vào công cuộc đổi mới của đất nớc trong thế kỷ mới

Qua đồ án này Em đã tổng hợp đợc nhiều kiến thức chuyên môn,giúp Em hiểu rõ hơn những công việc của một kỹ s tơng lai Song vớinhững hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế cha nhiều nênđồ án của Em không tránh khỏi những thiếu sót Em rất mong đợc sự chỉbảo của các thầy trong bộ môn Nguyên Lý Máy – Chi Tiết Máy và các Chi Tiết Máy và cácThầy Cô giáo trong khoa để đồ án của Em đợc hoàn thiện hơn

Cuối cùng Em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo của các ThầyCô trong khoa và bộ môn Nguyên Lý Máy – Chi Tiết Máy và các Chi Tiết Máy trờng Đại HọcKỹ Thuật Công Nghiệp – Chi Tiết Máy và các Thái Nguyên và đặc biệt là sự hớng dẫn tận

tình của cô giáo : Nguyễn Thị Hồng Cẩm

Ngày 16 tháng 06 năm 2002

Sinh viên :Trần Anh Tuấn

Thuyết minh đồ án chi tiết máy

I/- Chọn loại động cơ điện: 1/- Chọn kiểu, loại động cơ:

Chọn loại động cơ xoay chiều ba pha không đồng bộ lồng sóc Loại động cơ này dùng phổ biến trong các nghành công nghiệp Với hệ dẫn động cơ khí ( hệ dẫn động băng tải, xích tải dùng với các hộp giảm tốc).

2/- Chọn công suất động cơ:

Chọn công suất định mức của động cơ điện:

a/- Tính công suất cần thiết trên trục làm việc:

Kiểm tra điều kiện USb = 24,26 nằm trong khoảng nên đúng và thoả mãn điều kiện sau:

5/- Kiểm tra điều kiện mở máy:

Khi khởi động, động cơ caand sinh ra một công suất máy đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống Vì vậy cần kiểm tra mở máy của động cơ:

Vậy động cơ ta chọn ở trên hoàn toàn thoả mãn mọi điều kiện của máy.

II/- Phân phối tỉ số truyền:

Tỉ số truyền chung của toàn bộ hệ thống:

ndc: Số vòng quay của động cơ đã chọn ndc= 1450 (v/phut) nct: Số vòng quay của trục ct nct= 61,82 (v/phut).

Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp xích: Ta lại có: U  Uh.Ung(*)

Uh: Tỉ số truyền của hộp giảm tốc.

Ung: Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp.

Theo công thức kinh nghiệm với hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng nối với

Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng nối với

Udc-I: Tỉ số truyền của bộ truyền (hoặc khớp nối) nối giữa động cơ với trục I Vậy ta chọn Udc-I = 1.

Chọn công suất danh nghĩa là công suất lớn nhất - Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:

IV 8,35 61,93 1287623,12

Phần II

Thiết kế bộ truyền xích

I/- Chọn loại xích:

Với vận tốc và tải trọng nhỏ, nên ta chọn xích ống con lăn 1 dây Vì độ bền của xích ống con lăn cao và chế tạo cũng không phức tạp.

Zmax: Đợc xác định từ điều kiện hạn chế độ tăng xích do bản lề bị mòn sau một thời gian làm việc.

Zmax = 120 đối với xích ống con lăn.

Chọn độ nghiêng giữa bộ truyền và phơng ngang<400.

ka: Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, lấy ka = 1( Khoảng cách trục a(30 50)).

kdc: Hệ số kể đến ảnh hởng lực căng xích khi đầu chính đĩa xích, lấy kdc = 1,25( vị trí trục không điều chỉnh đợc).

kbt: Hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn, lấy kbt = 1,3( vì có bục bôi trơn loại II).

kd: Hệ số tỉa trọng động kể đến tính chất cảu tải trọng, lấy kd = 1 Kc: Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền , lấy kc = 1,25( vì làm việc hai ca).

 [P].P] = 43,7(KW) Ptx = 38,65(KW).

Tho¶ m·n ®iÒu kiÖn Ptx = 38,65  [P].P] = 43,7(KW) Theo b¶ng 5.8 víi n1 = 94,82 < 300(v/phut).

P = 44,45 < P max = 50,8(mm), víi Pmax lµ bíc xÝch lín nhÊt cho

Sau khi xác định đợc số mắt xích và khoảng cách trục, cần tiến hành kiểm nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong một giây:

[P].i]: Số lần va đập cho phép trong một giây.

Tra theo bảng 5.9 Dựa vào P = 44,45 ta có: [P].i] = 15 Vậy thoả mãn i < [P].i].

4/- Kiểm nghiệm xích về độ bền:

Với cả bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thờng xuyên chịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:

Kf: Hệ số phụ thuộc độ rộng f của xích vào vị trí bộ truyền,

Tra bảng 5.10 ta dựa vào bớc xích P và n ta tìm đợc [P].S] = 9,3 Vậy S > [P].S]  Bộ truyền xích đảm bảo độ bền.

5/- Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục:a/- Xác định thông số của đĩa xích:

- Đờng kính của vòng chia đợc xác định theo công thức:

b/- Kiểm nghiệm độ bền của đĩa xích:

Công suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện:

Chọn vật liệu thép 45 tôi cải thiện đạt đọ cứng HB210 đảm bảo đợc đọ bền tiếp xác cho răng đĩa 1.

Kd: Hệ số tải trọng động, tra bảng 5.6 ta lấy kd = 1.

A Diện thích mặt tựa bản lề, tra bảng 5.12 ta lấy A = 473(mm2) Kd: Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kd = 1 vì có 1

 , Mô đun đàn hồi Mpa.

E1,E2: Mô đun đàn hồi của vật liệu con mặt đĩa.

Thoả mãn điều kiện H1<[P].H1].

Cùng vật liệu avf tôi cải thiện nh đĩa xích 1 nên [P].H2] = 600 MPa Thoả mãn điều kiện H2<[P].H2].

- Đờng kính vòng đáy của đĩa xích 1 và 2: d1 = 356,96(mm),

I/- Bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh.

Số liệu ban đầu:

PI = 9,85(KW) n1 = 1450(v/phut) PII = 9,45(KW) n2 = 285,43(v/phut).

1/- Chọn vật liệu.

Ta thấy hộp giảm tốc ta thiết kế có công suất nhỏ trung bình Vì vậy ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB  350 Với loại vật liệu này bánh răng có độ rắn thấp và có thể cắt chính xác sau khi nhiệt luyện Cặp bánh răng này có khả năng chạy mòn tốt và bánh răng đợc nhiệt luyện bằng th-ờng hoá hoặc tôi cải thiện.

a/- Bánh nhỏ: Dùng thép 45 có tôi cải thiện.

Gồm có ứng suất và ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất cho phép khi quá tải.

a/- ứng suất tiếp xúc cho phép:

ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mắt răng làm việc, lấy ZR = 1.

NH0 là đờng cong mới gần đúng là một đờng thẳng song song với trục hoành tức là tiếp xúc mới không thay đổi Khi tính ra đợc NHE > NHo Lấy NHE = NHo  kHL1 = 1.

Hluu: ứng suất tiếp xúc ứng với số chu kỳ cơ sở.

Hluu = 2HB + 70 (Tra theo bảng 6.2 với vật liệu) H: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc tra bảng 6.2, H = 1,1 Với bánh nhỏ (bánh 1):

Có HB = 200

 Hluu0 = 2HB + 70 = 2.200 + 70 = 470 ( MPa ) H = 1,1.

Ta thấy: NHE2 > NHO2  Do đó: KHL1 = 1.

Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh lớn (bánh 2) là:

b/- ứng suất uốn cho phép:

NFO1: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NFO1 = 4.106 đối với tất cả các loại thép.

NFE1: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng NFE1 = NHE1 = 2032320000 (6.6)

Vậy NFE1 > NFO1  kFL1 = 1.

VËy øng suÊt uèn [P].F] lµ:

c/- øng suÊt cho phÐp khi qu¸ t¶i

øng suÊt tiÕp xóc cho phÐp khi qu¸ t¶i:

[P].H]max = 2,8.ch víi b¸nh r¨ng thêng ho¸ t«i c¶i thiÖn hoÆc t«i thÓ

Mô đun đợc xác định từ điều kiện bền uốn Tuy nhiên để thuận tiện trong thiết kế, sau khi tính đợc khoảng cách trục aw1 có thể dựa theo công thức sau để tính mô đun, sau đó kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

m = (0,010,02)aw = (0,010,02) 167 = 1,763,52 (Theo công thức 6.17).

Theo bảng 6.8 chọn mô đun tiêu chuẩn là m = 2,5 (mm) Xác định số răng, góc nghiêng  và hệ số dịch chỉnh.

Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ nhất Z1, số răng bánh lớn nhất Z2, góc nghiêng  của răng và mô đun trong bộ truyền ăn khớp ngoài liên hệ với nhau theo công thức.

5/- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

 ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc

Theo công thức 6.33 ứng suất xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền tải thoả mãn điều kiện sau:

Trị số của cấp chính xác ( phục vụ việc xác định KH và KHV ) có thể tra bảng 6.13 phụ thuộc vào vận tốc.

Với V = 4,41 (m/s) tra bảng 6.13 chọn đợc cấp chính xác là 8 Và tra

H = 376,5 < [P].H ]cx = 380 (Mpa )

6/- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Dể đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợt quá một giá trị cho phép.

KF : KF.KF.KFV

Trong đó :

KF : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn : Dựa vào bd = 0,91 và tra bảng 6.7 ta có

KF = 1,31 ( Sơ đồ 3 ).

KF : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đối răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn Tra bảng 6.14 ta có :

7/- Kiểm Nghiệm về quá tải.

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy, hãm

T: mô men xoắn danh nghĩa Tmax : Mô men xoắn quá tải.

Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại.

Có thể lấy Kqt = Kbd = 1,4.

Để tránh biến dạng d hoặc gẫy ròn lớp bề mặt , ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax không đợc vợt quá giá trị cho phép.

II> Bé truyÒn b¸nh r¨ng trô cÊp chËm.

Sè liÖu ban ®Çu:

PII = 9,45 ( KW ) n2 = 285,43 ( vßng/phót ) PIII = 9,07 ( KW ) n3 = 94,82 ( vßng/phót ) U2 = 3,01

1/- Chän vËt liÖu.

Chän vËt liÖu nhãm II ( HB < 350 ) b¸nh r¨ng thêng ho¸ hoÆc tèi c¶i thiÖn, b¸nh r¨ng cã kh¶ n¨ng ch¹y rµ tèt.

H = 1,1

Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh: NHE – Chi Tiết Máy và các NFE = N = 60.c.n.t

NHO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng

H : Hệ số an toàn tiếp xúc Tra bảng 6.2 có H = 1,1.

Với [P].H ]min = [P].H2] = 390,90 ( MPa )

Thoả mãn điều kiện đã cho :

ø ng suÊt cho phÐp khi qu¸ t¶i.

 Víi øng suÊt tiÕp xóc cho phÐp khi qu¸ t¶i [P].H]max = 2,8  ch

- Víi b¸nh nhá (b¸nh 3) [P].H]max = 2,8 450 = 1260 ( MPa ) - Víi b¸nh lín (b¸nh 4) [P].H]max = 2,8 340 = 925 ( MPa )  Víi øng suÊt uÊn cho phÐp khi qu¸ t¶i:

[P].H]max = 2,8  ch khi HB < 380

- Víi b¸nh nhá (b¸nh 3) [P].F1]max = 0,8 450 = 360 ( MPa ) - Víi b¸nh lín (b¸nh 4) [P].F2]max = 0,8 340 = 272 ( MPa )

Víi : b : Gãc nghiªng cña b¸nh r¨ng trªn h×nh trô c¬ së

Tgb = Cost.tg Ta chän b¸nh r¨ng nghiªng, kh«ng dÞch chØnh vµ theo c«ng thøc ë b¶ng 6.11 ta cã: t = tw.

KH: Hế số kể đến sự phân bố không đều tải tọng trên chiều rộng rãnh răng Với bd = 0,8 tra bảng rồi sơ đồ 5 ta thấyKH = 1,05.

Trị số của cấp chính xác ( phụ thuộc vào việc kiểm tra các hệ số KH và KHV) có thể tra bảng 6.13 phụ thuộc vào vận tốc vòng.

Với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác tiếp xúc là 8 Khi đó cần gia công độ nhám Ra = 2,5.Um do đó ZR = 0,95 với da = <700(mm),

Với KF: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng bánh răng khi tính về uốn tra bảng 6.7 ta chọn đợc KF = 1,12.

KF: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi

YF3, YF4: Hệ số dạng răng phụ thuộc của số răng tơng đơng:

8/- Kiểm nghiệm về quá tải:

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( Thí dụ lúc mở máy, hãm máy ) với hệ số quá tải Kqt = Kbd = 1,4 Vì vậy cần kiểm nghiệm răng uốn quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại Để tránh biến dạng d hoặc gẫy dòn lớp bề mặt ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax không vợt quá một giá trị cho phép.

Hmax = H Kqt HMax 384,56.1,4HMax 445HMax

F3Max = F3.Kqt [P].F3]Max = 77,23.1,4 = 108,122 < 360 (pa) F4Max = F4.Kqt [P].F4]Max = 15,14.1,4 = 105,196 < 272 (pa).

Kiểm tra vận tốc thực trên nòng băng tải Số vòng quay trên trục làm việc:

Vậy sai số nằm trong khoảng cho phép.

 Kiểm tra điều kiện chạm trục và điều kiện bôi trơn.

1/- Điều kiện chạm trục:

Tính đờng kính sơ bộ cho các trục tính theo công thức:

 Ta thấy l1, l2 đều > 10  các bánh răng không bị trạm trục Vậy suy ra thoả mãn điều kiện trạm trục.

2/- Điều kiện bôi trơn:

Lợng dầu bôi trơn phụ thuộc vào vận tốc nòng:

x2min: Møc dÇu tèi thiÓu ngËp b¸nh 2 x2max: Møc dÇu tèi ®a ngËp b¸nh 2 x4min: Møc dÇu tèi thiÓu ngËp b¸nh 4 x4max: Møc dÇu tèi ®a ngËp b¸nh 4 Víi cÊp nhanh:

Møc dÇu tèi thiÓu:

Víi h2max = h2min + 10 = 11 + 10 = 21 (mm)

x2max = x2min – Chi TiÕt M¸y vµ c¸c 10 = 138,48 – Chi TiÕt M¸y vµ c¸c 10 = 128,48 (mm)

VËy møc dÇu tèi thiÓu vµ tèi ®a lµ nh sau:

xmax = Max(x2max, x4max) = Max(128,48; 115) (mm) xmin = Min(x2min, x4min) = Min(138,48; 140) (mm)

 Tính sơ bộ chiều dài của các đoạn trục:

Chiều dài may ơ bánh răng:

Ta có chiều dài may ơ nửa khớp nối ( ở đây ta chọn nối trục vòng đàn

Dựa vào bảng 10.3 ta chọn trị số các khoảng cách:

- Khoảng cách từu mặt cạnh của bánh răng đến thành của hộp hoặc khoảng cách giữa hai bánh răng: K1 = 12 (mm).

- Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp: K2 = 10 (mm).

Ax = Fr1 – Chi TiÕt M¸y vµ c¸c R1

cx = 856,93 – Chi TiÕt M¸y vµ c¸c 708,78 = 148,15 (N).

Tìm đờng kính trục tại các tiết diện:

TÝnh to¸n ph¶n lùc t¹i mf (xoy).

Tính đờng kính trục tại các thiết diện:

382549,93

5/- Kiểm nghiệm về độ bền mỏi

Kết cấu trục đợc thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nên hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau:

Sj, Sj: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tại tiết diện thứ j

Theo công thức (10.20) và công thức (10.21) ta có:

Sj = Kdj.aj 16.mj Sj = Kdj.aj16.mj

aj, aj, mj, mj : Lần lợt là hệ số biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện thứ j.

Vì các tiết diện trục đều lấy tăng đờng kính để lấy đảm bảo lắp ghép nên trong trờng hợp đang xét chỉ cần kiểm tra hệ số an toàn ở tiết diện nguy hiểm nhất đó là tiết diện lắp bánh răng chịu Mô men có tập trung ứng suất cho rãnh then và lắp cơ độ dời.

Với T: Mô men xoắn tại tiết diện thứ j.

Woj: Mô men cản tại tiết diện thứ j của trục đợc xác định theo bảng (10.6) với trục có rãnh then.

Kx: Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc phơng pháp gia công và độ nhẵn bề mặt Tra bảng (10.8) với Ra = 2,5 và

b = 600 (Mpa)  Kx = 1,06 (tiến ra Ra = 2,5).

Ky: Hệ số tăng bền bề mặt phụ thuộc vào phơng pháp tăng bề bề mặt, cơ tính vật liệu, tra bảng (10.9).

, : Hệ số tăng kích thớc kể đến ảnh hởng của kt tiết diện đến giới hạn mới, tra bảng (10.10) dựa vào điều kiện d.

K, K: Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn trị số của chúng phụ thuộc vào loai yếu tố gây nên tập trung ứng suất tại các bề mặt

lắp có độ dôi có thể tra trực tiếp (10.10) hay

Bảng (10.12) đối với trục có rãnh then ( dùng dao phay ngón):

Để phòng khả năng biến dạng quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột xoắn tiến hành kiểm nghiệm trục theo điều kiện bền tĩnh.

MMax, TMax: Mô men uốn lớn nhất và môm men xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lực quá tải.

Trong 3 trục thì trục II chịu tải lớn nhất so với hai trục I và III do đó cần kiểm nghiệm cho trục II.

Đờng kính trục tại tiết diện nguy hiểm là: d = 50.

Kích thớc của trục đợc xác định theo độ bền không phải bao giờ cũng đảm bảo độ cũng cần thiết cho sự làm việc bình thờng của các bộ truyền và của các ổ cũng nh sự chính xác củ cơ cấu Vì vậy cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ cứng.

Trong cả 3 trục ta thấy trục II chịu tải lớn  ta đi tính cho trục II ta thấy tại mặt cắt bánh răng III nguy hiểm hơn cả.