Đồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động xích tải để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh (download tai tailieutuoi com)

( G VHD AO H Ù N G LINH )Đồ án Chi Tiết Máy ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thiết kế hệ dẫn động xích tải để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh LỜI NÓI ĐẦU Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơ khí chế tạo máy Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung sai lắp ghép và cơ sở thiểt kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án tiếp t.

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY:

Thiết kế hệ dẫn động xích tải để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành

cơ khí chế tạo máy Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung sai lắp ghép và cơ sở thiểt kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thựchiện đồ án một cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án tiếp theo

Xích tải là một trong các phương pháp nâng chuyển được sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng và công nghiệp nói chung

Trong môi trường công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hệ thống dẫn động xích tải sao cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng

Được sự phân công của Thầy, nhóm chúng em thực hiện đồ án Thiết kế hệ dẫn động xích tải để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống

Trang 1

Đồ án Chi Tiết Máy

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

Phương án: 12

1 Động cơ điện

2 Bộ truyền đai thang

3 Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục

4 Nối trục đàn hồi

5 Xích tải

Bước xích tải: p = 110 mmThời gian phục vụ: L = 7 năm

Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ

Trang 2

Số liệu thiết kế:

Lực vòng trên xích tải: F = 3500N Vận tốc xích tải: v = 1,25 m/s Số răng đĩa xích tảidẫn: z = 11

GVHD:AO HÙNG LINH

(1 năm làm việc 300 ngày, 1ca làm việc 8 giờ) Chế độ tải: T1 = T; T2= 0,9T; T3= 0,75T t1= 15s ; t2 = 48s ; t3 = 12s

MỤC LỤC

PHẦN I : TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI 6

PHẦN II : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 9

1 Chọn động cơ 9

2 Phân phối tỉ số truyền 10

PHẦN III : TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 1 Chọn dạng đai

12 2 Tính đường kính bánh đai nhỏ 12

3 Tính đường kính bánh đai lớn 12

4 Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l 13

5 Tính góc ôm đai nhỏ 14

6 Tính số đai z 14

7 Kích thước chủ yếu của bánh đai 15

8 Lực tác dụng lên trục Frvà lực căng ban đầu Fo 15

9 Đánh giá đai 16

10 Tuổi thọ đai 16

PHẦN IV : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 17 1 Tính toán cấp chậm 17

2 tính toán cấp nhanh 23

PHẦN V : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN 30

1 Thiết kế trục 30

2 tính then 44

PHẦN VI : CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI TRỤC 51

1 Chọn ổ lăn 51

2 Khớp nối trục 54

PHẦN VII : THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP

55 1.Thiết kế vỏ hộp giảm tốc 55

Trang 3

Đồ án Chi Tiết Máy

2.Các chi tiết phụ 56

3 Dung sai lắp ghép 58PHẦN VIII : XÍCH TẢI 59

PHẦN I: TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH` TẢI

Xích tải là một loại của bộ truyền xích nó được sử dụng rất rộng rãi trong cuộc sống và trong sản xuất với hiệu suất cao, không sảy ra hiện tượng trượt, khả năng tải cao, có thể chịu được quá tải khi làm việc chính vì thế nó rất được ưa chuộn trong các băng chuyền trong sản xuất Dưới đây là hình ảnh về ứng dụng xích tải trong sản xuất:

Trang 4

Trang 5

GVHD:AO HÙNG LINH

Đồ án Chi Tiết Máy

Trang 6

P F v Công suất tương đương:

3.4 1(kW)

1000

Phần II: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

1 Chọn động cơ

1.1 Xác định tải trọng tương đương

Công suất ứng với tải lớn nhất:

.1000

Hiệu suất bộ truyền theo bảng 3.3 1

Chọn: - Hiệu suất của bộ truyền đai (để hở): 0,95

- Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (được che kín): 0,96

- Hiệu suất của cặp ổ lăn: 0,99

- Hiệu suất của khớp nối trục: 1

- Hiệu suất của toàn bộ hệ thống η :

GVHD:AO HÙNG LINH

dn k

Đồ án Chi Tiết Máy

2 ) Động cơ loại K chế tạo trong nước, dễ tìm, giá thành không cao

Dựa vào bảng p1.1[2]: các thông số kĩ thuật của động cơ loại K Ta chọn được động

cơ với các thông số sau:

Kiểu động cơ Công suất

Vận tốc

ud là tỉ số truyền của đai

uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc

3.11 1

1

2 a1

2 a1b

uh

3

u1=giá trị

ta chọn loại đai là đai hình thang thường loại A, ta chọn như

sau: (L = 560 - 4000, d1= 100 - 200, T = 40-190, =360)

Thông số cơ bản của bánh đai

Bảng thông số

chọn d2= 500mm-Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai là:

u =d =500=4= ud

ttd d 125Không co sai số của bộ truyền vậy các thông số bánh đai được thỏa

4 Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai

4.2 Chiều dài đai L

Trang 11

1

1

=180-57500-125=144,375o

a

4Vậy a =600mm được chọn thõa

4aL=2.a+πd1+d2

+(d2-d1)

C : Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm

C 1,24 1 =

1,14( tra bảng 4.9 [1]) CL: hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai L

0

Với L0 là chiều dài thực nghiệm L0 = 1700mm

C : hệ số ảnh hưởng đến sự phân bố không đều của tải trọng giữa các dây đai

Chọn Cz = 0,9

Cr : Hệ số xét đến ảnh hưởng tải trọng, theo bảng 4.8[1]

Chọn Cr = 0,7 do cơ cvau61 phải làm việc 2 ca nên Cr = 0,7 – 0,1 = 0,6

Thay các thông số vào ta có: Z ³ 5,5

3,05.0,91.1,14.1,047.0,9.0,6.0,87 = 3,53

Þ chọn Z = 4

7 Định các kích thước chủ yếu của bánh

đai 7.1 Chiều rộng bánh đai

780.5,5.1,4 37,83 124,818,98.0,91.4

qm : khối lượng trên 1m chiều dài đai tra bảng 4.22[2] ta

được qm= 0,105 kg/m

Fv = 0,105.18,982= 37,83 kgm/s2

GVHD:AO HÙNG LINH

d

Đồ án Chi Tiết Máy

8 Lực tác dụng lên trục Fr, và lực căng ban đầu Fo

Lực căng trên 1 đai:

Fv : lực căng do lực li tâm sinh ra

4.20[2]

NLực tác dụng lên trục: trục được tính như

m : Chỉ số mũ của đường cong mỏi Đối với đai thangÞ m= 8

giờ

2.3600i 2.3600.8,47ç

6,56

GVHD:AO HÙNG LINH

Đồ án Chi Tiết Máy

lần

2058, 2Phần IV :Thiết kế bộ truyền bánh răng

Bánh nhỏ: 250,σb1=850 2,σch1=580 2

Bánh lớn: 220,σb2= 750 2,σch2=360 2

1.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho

phép: 1.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

KHL– hệ số tuổi thọ phụ thuộc vào NHE, NHO, NFO,

NFE NHE– số chu kì làm việc tương đương của đường mỏi

48.7.300.2.8 21504

lv

75

T – Mô men xoắn lớn nhất trong các mô men Ti

Ti– Mô men xoán ở chế độ làm việc thứ i - thời gian làm việc tính bằng giờ ni– số vòng quay

Số chu kì làm việc tương đương bánh lớn

NHO - số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc

Đồ án Chi Tiết Máy

1.2.2 Ứng suất uốn cho phép

Răng làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động) nên ứng

suất uốn được tính theo công thức sau:

OF lim- giới hạn mỏi uốn tra bảng 6.13 ta được:

OF lim1= 1,8HB = 1,8.250 = 450

OF lim2 = 1,8HB = 1,8.220 = 396Vậy :

F1

σOFlim1.KFL1.KFC= 1.1=257N/mm2

F2

σOFlim 2

.KFL2.KFC= 1.1=226,3N/mm21.3 Các thông số bánh răng

Do các bánh răng không đối xứng các ổ trục nên ta chọn

Ta xác định độ bền tiếp xúc theo độ bền tiếp xúc của bánh bị dẫn

Theo tiêu chuẩn ta chọn aw= 250 mm

1.3.2 Môđun bánh răng

aw 2,5 5chọn m = 4 mm theo tiêu chuẩn

1.3.3 Số răng của bánh răng

0,012% 2%

3, 27Vậy số răng cặp bánh răng được thõa

1.3.4 Kích thước bộ truyền bánh răng

Chiều rộng bánh răng lớn:

75mm Chiều rộng bánh răng nhỏ:

bw1=bw2+5= 75+5= 80mm Đường kính vòng chia:

Trang 19

u

u2

2

4 1,53

ZH– Hệ số xét đến ảnh hưởng của hình dạng bề mặt tiếp xúc

60000

.116.203 1,23 / 2 1

GVHD:AO HÙNG LINH

Đồ án Chi Tiết Máy

dw1= Z1.m = 29.4 = 116 mm

dw2= Z2.m = 96.4 = 384 mmđường kính vòng đỉnh:

da1= dw1 + 2.m = 116 + 2.4 = 124 mm

da2 = dw2 + 2.m = 384 + 2.4 = 392 mmĐường kính vòng chân răng :

df= dw– 2,5m

df1= dw1 – 2,5m = 116 – 2,5.4 = 106 mm

df1 = dw2– 2,5m = 384 – 2,5.4 = 374 mmvận tốc bánh răng:

Theo bảng 6.13[2] ta chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là

cấp 9 Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5[1] chọn:

KHV= 1,06

KFV= 1,111.4 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

H.Z 2 H.KVới :

0,91

Vậy độ bền tiếp xúc được thõa

1.5 tính toán kiểm tra giá trị ứng suất

F F

Y2 226,3 62,93,6

1

F

F Y 257 65,53,925

KHL– hệ số tuổi thọ phụ thuộc vào NHE, NHO, NFO, NFE

2.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho

phép: 2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

H OHlim.0,9

2

1 2 2

NHE– số chu kì làm việc tương đương của đường mỏi tiếp xúc.

NHE =60c

3

6.36[1]

c – số lần an khớp ở trường hợp này c = 1

T – Mô men xoắn lớn nhất trong các mô men Ti

Ti– Mô men xoán ở chế độ làm việc thứ

i - thời gian làm việc tính bằng giờ

Số chu kì làm việc tương đương bánh lớn

NHO - số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc

lv

t1

t1 t2 t3 t

Đồ án Chi Tiết Máy

NFO - số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi uốn Đối với tất cả các loại thép thì : NFO= NFO1 = NFO2 = 5.106 chu kì

2.2.2 Ứng suất uốn cho phép

Răng làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động) nên ứng

suất uốn được tính theo công thức sau:

F]=σOF lim .KFL.KFC 6.47[1]

KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi Ở đây quay một chiều nên KFC = 1

sF - Hệ số an toàn tra bảng 6.13[1] ta được: s = 1,75

OF lim- giới hạn mỏi uốn tra bảng 6.13 ta được:

OF lim1= 1,8HB = 1,8.250 = 450

OF lim2 = 1,8HB = 1,8.220 = 396Vậy :

F1

σOFlim1.KFL1.KFC= 1.1=257N/mm2

F2

σOFlim 2

.KFL2.KFC= 1.1=226,3N/mm22.3 Các thông số bánh răng

Do các bánh răng không đối xứng các ổ trục nên ta chọn

Do hộp giảm tốc đồng trục nên khoảng cách trục cấp nhanh ta chọn bằng khoảng cách trục cấp chậm aw= 250 mm

2.3.2 Môđun bánh răng

aw 2,5 5chọn m = 4 mm theo tiêu chuẩn

2.3.3 Số răng của bánh răng

0,02% 2%

3,57Vậy số răng cặp bánh răng được thõa

2.3.4 Kích thước bộ truyền bánh răng

Chiều rộng bánh răng lớn:

75mm Chiều rộng bánh răng nhỏ:

bw1=bw2+5= 75+5= 80mm Đường kính vòng chia:

4 1,53

H

dw1 bw2.u

60000

.116.725 4,1 / 1

GVHD:AO HÙNG LINH

Đồ án Chi Tiết Máy

dw1= Z1.m = 27.4 = 108 mm

dw2= Z2.m = 98.4 = 392 mmđường kính vòng đỉnh:

da1= dw1 + 2.m = 108 + 2.4 = 116 mm

da2 = dw2 + 2.m = 392 + 2.4 = 400 mmĐường kính vòng chân răng :

df= dw– 2,5m

df1= dw1 – 2,5m = 108 – 2,5.4 = 98 mm

df1 = dw2– 2,5m = 392 – 2,5.4 = 382 mmvận tốc bánh răng:

Theo bảng 6.13[2] ta chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là

cấp 8 Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5[1] chọn:

KHV= 1,1

KFV= 1,192.4 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

2.E E0,91

Vậy độ bền tiếp xúc được thõa

2.5 tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn

Y 3,961 257,1 651

Nên độ bền uốn được thõa mãn

Bảng thông số bộ truyền bánh răng

dI C 1203 23.5 (mm)

Đối với trục II:

dII C3 1203 35.3 (mm)

Đối với trục III:

Để thỏa mãn độ ăn khớp giữa các bánh răng, độ bền của bánh răng ta chọn:

Tra bảng ta có các thông số như sau:

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành hộp: k1 = 10 mm

Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn quay đến thành trong của hộp: k2 = 10

mm Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 mm

Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 20

mm Chiều dài mayơ bánh đai: lm12 = B =

65 mm

Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ nhất trên trục I: lm13 = bw1 = 80 mm

Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ hai trên trục II: lm22 = bw2 + 5 = 75 + 5 = 80

mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ ba trên trục II: lm23 = bw1 = 80 mm

Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục III: lm32 = bw2 + 5 = 75 + 5 = 80 mm Chiều dài mayơ khớp nối:

lmkn = (1,4 2,5)dIII= (1,4 2,5).60 = 84-150

mm Ta chọn lmkn = 100 mm

Khoảng cách giữa các gối đỡ và khoảng cách và khoảng cách giữa các gối đỡ

và điểm đặt lực của đai hoặc khớp nối:

trục II:

n

GVHD:AO HÙNG LINH

Đồ án Chi Tiết Máy

Khoảng cách từ đai ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ:

g

l x

Fg

l 13 = 151

75,5

Md

Md

23.10 2.10 19 31 80 80 71,5 251,5(mm)

Vậy khoảng cách giữa 2 ổ lăn trên trục thứ II

Khoảng cách giữa 2 ổ lăn trên trục thứ III là:

l31 2.l32 B03 B02 2.71,5 31 23 151 (mm)

Chọn khoảng cách từ ổ lăn đến điểm đặt lực của bộ truyền xích tải: lx =

100 mm Vậy khoảng cách từ ổ lăn đặt ở vị trí đầu đến điểm đặt lực của

Lực hướng tâm:

Trang 31

203.116725.108

Z

Đồ án Chi Tiết Máy

Tính mômen uốn ở các tiết diện nguy

hiểm: Tiết diện a-a:

b b 80384 25, 2 ( )

0,1.50

GVHD:AO HÙNG LINH

Đồ án Chi Tiết Máy

Điều kiện trục ở tiết diện b-b:

Tiết diện e-e:

2

.75,0

Tính mômen uốn ở các tiết diện nguy

hiểm: Tiết diện g-g:

Trang 36

Tính chính xác trục nên tiến hành cho các tiết diện chịu tải lớn có ứng suất tập

trung Tính chính xác trục theo hệ số an toàn:

n

1.5.1 Đối với trục I

Tiết diện a-a:

Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp(uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng:

2

2

718422.7190

N mm4,99(N/mm )

M

w

Thép C45 có 600(N/mm2)

Giới hạn mỏi và xoắn:

Giới hạn mỏi uốn: 1 0,45 0,45.600 270(N/mm2)

Giới hạn mỏi xoắn: 1 0,25 0,25.600 150(N/mm2)

Hệ số an toàn cho phép [n] thường lấy bằng 1,5-2,5 ở điều kiện làm việc thông

thường Tiết diện a-a thỏa điều kiện

Tương tự ở tiết diện

b-b: Ta có:

Giới hạn mỏi uốn: 1 0,45 0,45.600 270(N/mm2)

Giới hạn mỏi xoắn: 1 0,25 0,25.600 150(N/mm2)

Giới hạn mỏi và xoắn:

Giới hạn mỏi uốn: 1 0,45 0,45.600 270(N/mm2)

Giới hạn mỏi xoắn: 1 0,25 0,25.600 150(N/mm2)

Tiết diện e-e thỏa điều kiện

Tương tự ở tiết diện i-i:

Ta có:

Giới hạn mỏi uốn: 1 0,45 0,45.600 270(N/mm2)

Trang 40

7,4(N/mm )

Tiết diện g-g:

Ta có:

Giới hạn mỏi uốn: 1 0,45 0,45.600 270(N/mm2)

Giới hạn mỏi xoắn: 1 0,25 0,25.600 150(N/mm2)

2703,3.34,8 2,35

Tiết diện i-i thỏa điều kiện

1.5.3 Đối với trục III

Kiểm nghiệm về sức bền dập của then lắp bánh đai theo công

Trang 43

c

Tiết diện e-e : b = 14 mm; h = 9 mm ; t = 5 mm; tl= 4,1 mm; k = 5 mm, r = 0,2

mm Tiết diện i-i : b = 14 mm; h = 9 mm ; t = 5 mm; tl= 4,1 mm; k = 5 mm, r =

0,2 mm Chiều dài then ở chỗ bánh răng thứ 2 trên trục II:

Khoảng cách từ trung điểm mayơ bánh đai và ổ lăn thứ I l12 77,5

Khoảng cách từ trung điểm mayơ ổ lăn thứ I và bánh răng l13 70,5

Khoảng cách từ trung điểm mayơ hai ổ lăn thứ I và II l11 141

Trang 46

c

65.18.80

Khoảng cách từ trung điểm mayơ ổ lăn thứ III và bánh răng IV: l23 251,5

Khoảng cách từ trung điểm mayơ ổ lăn thứ IV và bánh răng III: l32 75,5

Bảng thông số trục III

Trang 47

Đồ án Chi Tiết Máy

Khoảng cách từ trung điểm cặp ổ lăn trên trục : l31 163

Khoảng cách từ ổ lăn đến điểm đặt lực của bộ xích tải lx 100

răng

Bánhrăng

Bánhrăng

R B

br

Phần VI: chọn ổ lăn

1.1 Các thông số của ổ lăn

Trên mỗi trục ta chọn cùng một loại ổ lăn và được lấy theo ổ lăn lớn nhất;

Ta có RA>RB nên ta tính gối đỡ tại A

Trong đó: Kt = 1 tải trọng tĩnh

Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới

1000C Kv = 1 khi vòng trong của ổquay

R D

2093(N) 3794(N)

RD R R 12962 35662

RC R R 717,42 19662

GVHD:AO HÙNG LINH

Đồ án Chi Tiết Máy

Tra bảng P2.7 chọn ổ lăn cỡ trung, kí hiệu 307 với Cbảng= 26,2 kN; d =

Ta có RD>RC nên ta tính gối đở tại

60 10

Ta có RE= RFnên ta tính gối đở tại E hoặc F

1.3 Bôi trơn ổ lăn:

Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ, vì vận tốc bánh răng thấp, không thểdùng phương pháp bắn toé để hắt dầu vào trong hộp vào bôi trơn bộ phận ổ Có thểdùng mỡ loại T ứng với nhiệt độ làm việc từ 60 ÷ 1000C và vận tốc dưới 1500vòng/phút (bảng 8-28)[5]

Lượng mỡ chứa 2/3 chỗ rỗng của bộ phận ổ Để mỡ không chảy ra ngoài vàngăn không cho dầu rơi vào bộ phận ổ, nên làm vòng chắn dầu

Đồ án Chi Tiết Máy

Nối trục đàn hồi dùng để nối hai trục III và trục IV để truyền chuyển động

mà giảm được rung động

Công suất

truyền: Số

vòng quay:

p= 4,92 (KW)n= 61 vg/phĐường kính ra của hộp giảm

tốc Mômen xoắn truyền qua

trục nối:

d= 60 mm

Mx 758156(Nmm) 758,56(Nm)

Chọn hệ số tải động k=1,6

Ta chọn nối trục vòng đàn hồi cấu tạo đơn giản, dể chế tạo và giá rẻ:

Theo trị số momen và đường kính trục ta chọn kích thước trục nối (bảng

9-11)[5] M = 1100 (Nm)

d = 60 mm; D = 220 mm; do= 36 mm ; l = 142 mm; c = 4 mm;

Trang 52

GVHD:AO HÙNG LINH