Tài liệu ĐỀ TÀI: Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải doc

MỤC LỤCNỘI DUNG TRANG PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 2 PHẦN III:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 8 II.1.. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH 8 II.2.. THIẾT KẾ BỘ

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TP HỒ CHÍ MINH

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

ĐỀ TÀI

Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

:HỒ TIẾN ĐẠT 10332341

MỤC LỤC

NỘI DUNG TRANG

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI

TỈ SỐ TRUYỀN 2

PHẦN III:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 8

II.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH 8

II.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM 13

PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN 17

PHẦN IX: TÍNH VÀ CHỌN DUNG SAI CHẾ TẠO TRỤC 44

LỜI NÓI ĐẦU

Đối với nhiều ngành trong trường Đại học Kỹ thuật, sau khi học xong phần

lý thuyết học sinh sẽ bước qua giai đoạn thiết kế đồ án môn học Đối với môn họcChi Tiết Máy cũng vậy

Thiết kế chi tiết máy là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ sở tínhtoán và thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng như các chi tiết máy Đây là đề tàithiết kế chính xác đầu tiên đối với mỗi sinh viên ngành cơ khí Nhiệm vụ chung làthiết kế hệ thống dẫn động từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành

Đề tài:”Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi ” có các ưuđiểm là bộ truyền làm việc êm, truyền được công suất lớn, lực dọc trục được triệttiêu, kết cấu hộp giảm tốc tương đối đơn giản dễ chế tạo, dễ bôi trơn, các bánhrăng và ổ bố trí đối xứng, vì vậy trục chịu tải tương đối đồng đều Nhưng bên cạnh

đó hộp giảm tốc có cấp tách đôi có nhược điểm là chiều rộng của hộp lớn ,cấu tạo

bộ phận ổ phức tạp , số lượng chi tiết và khối lượng gia công tăng

Khi thiết kế đồ án Chi Tiết Máy sinh viên lần đầu tiên bắt tay vào một côngviệc mới mẽ, rèn luyện, vận dụng nhiều kiến thức để giải quyết các vấn đề có liênquan đến thực tế Đồ án này là sản phẩm thiết kế đầu tay, tuy còn mang nặng tính

lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu chuyên ngành giúp cho mỗi sinh viên có ýthức sâu sắc về công việc cũng như nghiên cứu và tính toán

Trong đồ án vấn đề sai sót là không thể tránh khỏi, kính mong quý thầy côtận tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm, những khúc mắc còn tồntại và có thêm kiến thức để tiếp tục thực hiện các đề tài sau này

Xin chân thành cảm ơn quý thầy cô

2 Số liệu ban đầu:

a Công suất truyền trên trục công tác (P): 7,0 (kW)

b Số vóng quay của trục công tác (n): 55 (vòng/phút)

c Số năm làm việc (a): 6 (năm)

3 Đặc diểm của tải trọng:

Tải trọng va đập nhẹ, quay 1 chiều

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

I.Chọn động cơ điện:

- Ta có công suất truyền tính toán trên các trục máy công tác: P t =7 (kW)

- Công suất cần thiết trên trục động cơ điện:



t ct

  hiệu suất truyền động

- Qua số liệu tra bảng 2.13ta được:

Hiệu suất khớp nối : nt= 1

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn : ol= 0,995 Hiệu suất 1 cặp bánh răng : br=0.97

Hiệu suất bộ truyền xích : x = 0.97

=>  1.0,97.0,9954.0,973 = 0.89 => 7

7,8650,89

t ct

P P

Trong đó: nđc : vận tốc quay của đông cơ

n : số vòng quay của trục công tác

=> U = = 26,3

- Mặt khác ta có: U = U U.U = U U => U =

Với Ux : là tỉ số truyền của bộ truyền xích.

PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

I Chọn loại xích:

Vì tải trọng xích va đập nhẹ và vận tốc thấp nên ta chọn xích con lăn,dễ chế tạo,độ bền mòn cao

II Xác định các thông số của xích và bộ truyền:

- Theo bảng 5.4, với ux = 2 ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ

K0 = 1,25 : hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền (đường tâm đĩa xích so

với phương ngang >600)

Ka = 1 : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích(chọn a = 40p)

Kđc = 1: hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích(điều chỉnh bằng 1 trong

2 đĩa xích)

Kbt = 1,5 : hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn (môi trường làm việc có bụi,chất lượng bôi

trơn đạt yêu cầu)

Kđ = 1,2 : hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng (tải trọng va đập nhẹ)

Kc = 1,12 : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền (làm việc 2 ca)

=> k = 1,25.1.1.1,51,2.1,12 = 2,7

+ P3 = 7,3 (kW) : công suất bộ truyền xích

Như vậy:

Theo bảng 5.5 với n01 = 200 vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích

p = 25,4 thỏa mãn điều kiện mòn: Pt < [P] = 11 (kW) : công suất cho phép, đồng thời theo bảng 5.8, p < pmax

- Khoảng cách trục: a = 40.p = 40.25,4 = 1016 (mm)

Theo công thức 5.12 ta có số mắt xích:

a

p z z z

) (

2

2

2

2 1 2 2

14 , 3 4

4 , 25 ) 27 67 ( 2

) 67 27 ( 4

k

Q s







0

-Theo bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q = 56700 (N), khối lượng 1 mét xích q = 2,6 kg

1000 1000.7,3

4290( )1,16

Fv = q.v2 = 2,6.1,162 = 3,5 (N) : lực căng do lực li tâm sinh ra

F0 = 9,81.kf.q.a :lực căng do nhánh xích bị động sinh ra

Với kf = 4 :hệ số phụ thuốc độ vòng f của xích va vị trí bộ truyền(bộ truyền nghiêng 1 góc >

600)

=> F0 = 9,81.1.2,6.0,54 = 13,76 (N)

18,771,7.4290 13,76 3,5

Các kích thước còn lại tính theo bảng 13.4

-Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: theo công thức (5.18) ta có:

] [

/ )

( 47 ,

Trong đó:

Kr : Hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích.

E = 2,1.105 Mpa : Môđun đàn hồi

A = 180 (mm2) : diện tích chiếu của bản lề (tra theo bảng 5.12)

- Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1

5 1

0, 42.(4290.1, 2 2,343).2,1.100.47

0, 22.(4290.1, 2 2,343).2,1.100.47

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP

GIẢM TỐC.

I Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép :

-Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:

II Xác định ứng suất cho phép:

- Theo bảng 6.2 thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180350

702

1 lim

245.270

.8,1

1 lim

230.270

.8,1

2 lim

+ NHE = 60c( Ti / Tmax)3 .niti : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.

+ Trong đó: Ti , ni , ti : lần lượt là momen xoắn, số vòng quay, tổng số giờ làm việc

ở chế độ i của bánh răng đang xét

+ NHE2 = 60c.n2/u2 ti  (Ti /Tmax)3 ti /ti

= 60.1.2252,22,23.18000(13.0,7+0,83.0,3) = 9,35.107

NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1

- Tương tự ta cũng có NHE1 > NHO1 do đó KHL1 = 1 Với KHL : hệ số tuổi thọ

- Như vậy theo công thức (6.1a) sơ bộ xác định được:

[H] = Him0

H

HL

S K

[H ]1 = Him0 1

H

HL S

K 1

= 1,1

1.560

= 509 (MPa)

[H]2 = Him0 2

H

HL S

K 2

=

1,1

1.530

=

2

8 , 481

23 ,

P '1 P1

PnP'1

IV Tính toán bộ truyền cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

Vì phân đôi cấp chậm nên ' 26096.5( )

2

I I

.( 1)

w n

a Z

       

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

- Theo (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

' 2 1

2 ( 1)

100-Theo (6.42) 0, 002.73.3,05 2, 24( / ).

- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo (6.1) với v = 3,05 (m/s) < 5 (m/s) => Zv = 0,89, với cấp chính xác động học

là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt

Rz = 2,5 1,25  m => ZR = 0,95 Với da < 700 mm => KxH = 1, do đó theo (6.1) và

(6.1a) : H H.Z v.Z R.K xH 495,4.0,89.0,95.1418,86(MPa)

Như vậy: H 408, 43(MPa)H 418,86(MPa) đạt yêu cầu

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

- Theo công thức (6.43) :

'

1 1

- Theo công thức (6.47) ta có: 0 1

100 0,006.73.1,56 3, 43



- Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0

- Theo bảng 6.18 ta được: YF1 = 3,7; YF2 = 3,6

-Với m = 1,5 (mm), YS = 1,08 -0,0695ln(1,5) = 1,05; YR = 1 (bánh răng quay);

KxF = 1 (vì da < 400 (mm)),do đó theo (6.2) và (6.2a) :

F

   (MPa) < [F1] = 264,4 (MPa)

+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:

  248,3( ).

)(4,8062

,3

6,3.85,80

2 1

2 1

Y

Y

F F

F F



5 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

- Theo (6.48): Hệ số quá tải:  max  1

( 4 , 80

2 max

H c ba

T K u

Vậy không cần điều chỉnh khoảng cách giữa 2 bành răng.

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

- Theo công thức (6.33) : ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

 

2

2 1

2 ( 1)

Z





2sin

cos.2

1

2 .

H w w Hv

H H

v b d K

T K  K 

 

VH = δH.go.v a / w u m

δH = 0,006 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp

go = 56 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1

và 2

Theo (6.40),vận tốc vòng của bánh răng:

60000

d 1n1

v  w



dW1 : Đường kính vòng lăn bánh nhỏ

dW1 = 2aW/(uc+1) = 2.185/(3,33+1) = 85,45 (mm)

Lấy Zv = 1: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.

+ Cấp chính xác động học là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5 1,25

m



+ Do đó: ZR = 0,95, với da < 700 (mm) => KxH = 1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của

kích thước bánh răng,vì thế theo công thức 6.1 và 6.1a ta có:

H H'.Z v.Z R.K xH 481,8.0,98.0,95.1448,56 (MPa)

+ Ta thấy H 432,15(MPa)H 448,56(MPa) như vậy răng đã chọn thỏa

mãn độ bền tiếp xúc và ta chấp nhận khoảng cách trục aW = 185 (mm)

-Theo (6.47) :

m

w F

a v g

v   0 .+Theo bảng 6.15 : F=0,016, theo bảng 6.16 : g0= 56

w w F

Fv T K K

d b v

K

.

.

2

1

11



- Theo bảng 6.18 ta được: YF1 = 3,7 ; YF2 = 3,6

- Với m = 3 (mm), YS = 1,08 -0,0695ln(3) = 1; YR = 1 (bánh răng quay);

KxF = 1 (vì da < 400 (mm)),do đó theo (6.2) và (6.2a) :

[F1] = [F1] YR YS KxF = 252.1.1.1 = 252 (MPa)

Tương ứng [F2] = [F2] YR YS KxF = 236,5.1.1.1 = 236,5 (MPa)

- Suy ra:+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động:



5 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

- Theo (6.48): Hệ số quá tải:  max  1

A: THIẾT KẾ TRỤC.

I Chọn vật liệu:

- Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C40X tôi, thường hóa có giới hạn bền

)(

600 Mpa

b 

 ; và giới hạn chảy ch 340 Mpa( )

- Ứng suất xoắn cho phép   12 20(Mpa)

II Xác định sơ bộ đường kính trục:

- Theo công thức (10.9) đường kính trục thứ k với k = I,II,III :

 

32 ,

0 

k k

T

d 

Tk : momen xoắn của trục k (Nmm)

Với    lấy trị số nhỏ đối với trục vào, và lấy trị số lớn đối với trục ra

+ Chọn    = 12=> Đường kính trục I :

  3

3 1

- Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ, khe hở cần thiết và các yếu tố khác.

- Từ đường d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b0 theo bảng 10.2

d1 = 30 (mm) => b01 = 19 (mm)

d2 = 40 (mm) => b02 = 23 (mm)

d3 = 50 (mm) => b03 = 27 (mm)

Để thuận tiện cho việc tính toán ta chọn b= b02 = 23 (mm)

Khe hở giữa các chi tiết quay: c = 10 mmKhe hở giữa bánh răng với thành trong vỏ hộp: a = 15 mmKhoảng cách từ thành trong vỏ hộp đến mặt bên ổ lăn: l2 = 8 mmĐường kính bu lông cạnh ổ để lắp nắp và thân hộp: d1 = 10 mmChiều cao bu lông ghép nắp và chiều dày nắp : l3 = 18 mmKhe hở giữa mặt bên xích và đầu bu lông: l4 = 15 mmChiều rộng bánh răng cấp nhanh: 40 mm

Chiều rộng bánh răng cấp chậm: 67 mm

Chiều dài phần mayơ lắp với trục l5=1,5.d3

l5=1,5.40= 60

Khoảng cách từ nắp ổ đến nối trục

IV.A.4.Sơ đồ phát họa hộp giảm tốc:

Dựa vào sơ đồ ta tính được chiều dài sơ bộ của các trục

Trục I:

L1=2(B+l2+a+b1) + b3+2(c-1) +l3 +l4+l5

 L1=2(23+8+15+40) +67+2(10-1) +18+15+30= 320mmTrục II:

L2 = 2(l2+B+a+b2+1)+ 2c+ b3

= 2(8+23+15+40+1)+2.10+67= 261mmTrục III:

L3= L2+l3+l4+l5

hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi:

IV.A.5.Sơ đồ phân tích lực trên các trục:

TrụcIII

Trục II

Theo sơ đồ phân bố lực ta có:

YA+YD=2Pr1- Rx=2.1347-4342=-1648 N

YA(2K1+K2)=Pr1(2K1+K2)+Rx.K3

 YA= Pr1+

2 1

3

2

.

K K

Muz =238655+6264=244919 Nmm

 Mu(C)= 61387 2  2449192  252490 N.mm

và MX(C)=35344NmmTính đường kính trục ớ 2 tiết diện D và C theo công thức :

mm ] [ 1 , 0

Chọn dC=40mmTại tiết diện B:

Mu(B)<Mu(c)

Vậy chọn dB=40mm thoã mãn đk (4.3) 6.2.Tính chính xác trục I:

Kiểm tra an toàn cho trục ở các tiết diện nguy hiểm theo hệ số antoàn:

) 5 , 2 5 , 1 ( ] n [ n n

n n n

Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kỳ đối xứng:

a = max = -min= Mu/W với m = 0.(4.8)ứng suất tiếp biến đổi theo chu kỳ mạch động:

 a = 252495/5510 = 45,82 N/mm2.(theo ct4.8)Ứng suất tiếp (xoắn) thay đổi theo chu kỳ mạch động:

a = m = 2

0

11790 2

22 , 35344 2

.

Hệ số an toàn: n=   n



27 , 2 75 , 49 27 , 2

75 , 49 27 , 2

2 2

Do tại tiết diện C chịu mômen uốn lớn nhất, thoả mãn an toàn về trục Vậy điều kiện an toàn của cả trục được thỏa mãn

6.3 Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột:

Khi quá tải đột ngột trục có thể bị gãy hoặc bị biến dạng dẻo quá lớn.Điều kiện để đảm bảo trục làm việc bình thường:

 

2 2 3

td

       (4.11)Với   =0.8 ch=0,8.300=240N/mm2

max 3

max 3

Mumax_mômen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải

Mxmax_mômen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải

Ta có : Mumax=252495Nmm;Mxmax=35344,22Nmm;d=40mm

Theo công thức (4.12)

2

3 39 , 5 / 40

1 , 0

252495

mm N

1 , 0

22 , 35344

mm N

105922 149708

29275 27350

Mx=102921,864Nmm

dD= dB=40mm

Ở tiết diện C:

Muy = 224050,9Nmm

Muz= 60327,13 Nmm Mu(c)= 224050 , 9 2  60327 , 13 2 =232030,53 N.mm



=37mm chọn dC=45mm

7.2.Tính chính xác trục II:

Mx = 102921,864 Nmm

d = 45 mm Tra bảng 7-3b ta có: W = 7800 mm3 Wo = 16740 mm3

270

.

024 , 25 6 , 3

2 2

Do tại tiết diện C có mômen uốn lớn nhất

Vậy điều kiện an toàn của cả trục được thỏa mãn

7.3 Kiểm nghiệm trục II khi quá tải đột ngột:

Mxmax=102921,864Nmm;Mumax=232030,53Nmm;d=45mmTheo công thức (4.12)

3 25 , 46 / 45

1 , 0

53 , 232030

mm N

1 , 0

864 , 102921

mm N

7 , 350163



=41,22 mm

270

( 2 , 08 0 , 05 ) 6 , 78 10,38

150

.

38 , 10 72 , 6

2 2

Vậy điều kiện an toàn của trục được thỏa mãn

7.3 Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột:

Mxmax=351131,03Nmm;Mumax=173622,76Nmm;d=50mmTheo công thức (4.12)

2

3 12 , 348 / 52

1 , 0

76 , 173622

mm N

1 , 0

03 , 351131

mm N

Chọn và tính then ta tiến hành như sau:

- Chọn tiết diện then theo đường kính trục, chiều dài then xác định bằng cáchtính theo sức bền dập và cắt

- Tuỳ theo điều kiện làm việc của mối ghép then (trị số và đặc tính tải trọng,trị số mômen xoắn, số lượng then ), mỗi then không nhất thiết chỉ lắp vào nhữngtrục, có đường kính nằm trong phạm vi tương ứng với các trị số ghi trong bảngtiêu chuẩn Đối với trục bậc khi cùng chịu một mômen xoắn nên chọn then cócùng tiết diện để việc gia công rãnh then trên trục được thuận tiện

- Trong trường hợp cần thiết có thể tăng chiều dài mayơ, sao cho mối ghépthen thoã mãn điều kiện bền, mà không cần lắp nhiều then hoặc lấy then có tiếtdiện lớn hơn

IV.B.1 Chọn tiết diện then:

Ở tiết diện C có đường kính trục: dC = 52 mm

Theo bảng 7-23 ta có: b = 16 mm h = 10 mm

t = 5,0 mm k = 6,2 mm

t1 = 5,1 mm

* Kiểm nghiệm sức bền then:

Điều kiện bền dập tiếp xúc giữa then và mayơ và tiếp xúc giữa then và trục:

1

2.

[ ]

2.

[ ]

t1_chiều sâu phần tiếp xúc giữa then và rãnh trên trục,mm

k_ phần tiếp xúc giữa then và mayơ,mm

t2_chiều sâu của rãnh trên mayơ,mm

d_ đường kính trục,mm

l_ chiều dài then,mmb_chiều rộng then,mm[]_ứng suất dập cho phép, []=100N/mm2.[]_ ứng suất cắt cho phép , []= 87N/mm2

Nhận xét:

Trong ba công thức trên có: k< t< b

Mà [][]

Vậy ta chọn công thức (4.13) để kiểm tra, nếu thoả đk (4.13) tức là thoả mãn

cả ba điều kiện trên

IV.B.2 Tính chiều dài cho vị trí lắp với mayơ trên từng trục:

2.1 Trục I

MxI= 35344,22Nmm

dI = 40 mm

k = 3,6 mm

Theo công thức 4.13:

  100

.

2

1 1

22 , 35344 2

1 1

  100

.

2

1 1

864 , 102921

2

1 1

  100

.

2

1 1

03 , 351131

2

1 1

THIẾT KẾ Ổ TRỤCThiết kế theo trình tự sau :

o Từ điều kiện cụ thể chọn loại ổ

o Xác định hệ số khả năng làm việc để chọn kích thước ổ

Các trục đều không có lực dọc trục tác dụng nên ta chọn ổ bi đỡ một dãy

Sơ đồ phát họa cấu tạo ổ bi đỡ:

V.2.Kích thước ổ:

Chọn kích thước ổ theo hệ số khả năng tải và thời gian làm việc của ổ:

Hệ số khả năng tải của ổ C, để tính cần nhưng yếu tố sau: