đồ án môn học cơ sở thiết kế máy thiết kế hệ dẫn động băng tải

- Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực.- Tính toán thiết kế trục và then.- Chọn ổ lăn và nối trục.- Chọn thân máy, Bu lông và các chi tiết phụ3.. Dung sai lắp

CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

Sinh viên thực hiện: Lê Minh Thành MSSV:18810620015…

Lớp:D13CODT2

Ngành đào tạo: Công nghệ kỹ thuật cơ điện tử

Người hướng dẫn: Ths Nguyễn Việt Hưng Kýtên:……….

Số răng đĩa xích tải dẫn, z (răng) : 25 răng

Bước xích tải , p(mm) : 25,4mm Thời gian phục vụ L, năm: 6 năm

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

(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

Chế độ tải: T 1 = T ; t 1 = 24 ; T 2 = 0,85T ; t 2 = 48

YÊU CẦU:

NỘI DUNG THUYẾT MINH

1.Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền

2.Tính toán thiết kế các chi tiết máy.

- Tính toán các bộ truyền hở (Đai , xích, hoặc bánh răng)

-Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (Bánh răng, trục vít)

- Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực.

- Tính toán thiết kế trục và then.

- Chọn ổ lăn và nối trục.

- Chọn thân máy, Bu lông và các chi tiết phụ

3 Chọn dầu bôi trơn, bảng dung sai lắp ghép.

4 Tài liệu tham khảo.

THỜI GIAN BẢO VỆ: THÁNG NĂM 2021

1.1 Chọn động 4

1.1.1 Xác định công suất động cơ 4

1.1.2 Xác định số vòng quay sơ bộ 4

1.1.3 Chọn động cơ 5

1.2 Phân phối tỉ số truyền 5

1.2.1 Tỉ số truyền của hệ dẫn động 5

1.2.2 Công suất trên các trục 6

1.2.3 Số vòng quay trên các trục 6

1.2.4 Mô men xoắn trên các trục 7

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN 8

2.1 Tính toán thiết kế bộ truyền xích 8

2.1.1 Chọn loại xích 8

2.1.2 Xác định số răng của đĩa xích 8

2.1.3 Xác định bước xích 8

2.1.4 Kiểm tra số vòng quay tới hạn 9

2.1.5 Tính toán vận tốc trung bình 9

2.1.6 Lực vòng có ích 9

2.1.7 Tính toán kiểm nghiệm bước xích 10

2.1.8 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích 10

2.1.9 Tính chiều dài dây xích 10

2.1.10 Kiểm tra số lần va đập của xích trong một giây 11

2.1.11 Kiểm nghiệm bộ truyền xích 11

2.1.12 Lực tác dụng lên trục 12

2.2 Tính toán thiết kế hộp giảm tốc 15

2.2.1 Tính toán bộ truyền cấp nhanh 15

2.2.2 Tính toán bộ truyền cấp chậm 25

2.3 Tính toán thiết kế trục và then 35

2.3.1 Vật liệu chế tạo trục và ứng suất cho phép 35

2.3.2 Thiết kế sơ bộ theo mô men xoắn 35

2.3.3 Thiết kế trục 37

2.4.1 Ổ lăn trên trục I 55

2.4.2 Ổ lăn trên trục II 57

2.4.3 Ổ lăn trên trục III 59

2.5 Tính chọn khớp nối 61

CHƯƠNG 3: CHỌN THÂN MÁY, BU LÔNG VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ 63

3.1 Chọn thân máy, bu lông 63

3.2 Bôi trơn hộp giảm tốc 65

3.3 Các chi tiết phụ 66

3.3.1 Vòng chắn dầu 66

3.3.2 Chốt định vị 66

3.3.3 Nắp quan sát 67

3.3.4 Nút thông hơi 68

3.3.5 Nút tháo dầu 69

3.3.6 Que thăm dầu 70

3.4 Dung sai lắp ghép 70

3.4.1 Dung sai lắp ghép bánh răng 70

3.4.2 Dung sai lắp ghép ổ lăn 71

3.4.3 Dung sai lắp ghép vòng chắn dầu 72

3.4.4 Dung sai lắp ghép then 72

Tài liệu tham khảo 73

LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí Mặt khác, một nên công nghiệp phát triển không thể thiếu một nên cơ khí hiện đại Vì thế tầm quan trọng của các hệ thông dẫn động cơ khí là rất lớn Hiểu biết lý thuyết và vận dụng nó trong thực tiễn là một yêu cầu cần thiết đối với một người kĩ sư.

Để nắm vững lý thuyết và chuẩn bị tốt trong việc trở thành một người kĩ sư trong tương lai Đồ án môn học chi tiết máy trong nghành cơ khí là một môn học giúp cho sinh viên nghành cơ khí làm quen với những kĩ năng thiết kế, tra cứu

và sử dụng tài liệu được tốt hơn, vận dụng kiến thức đã học vào việc thiết kế một hệ thống cụ thể Ngoài ra môn học này còn giúp sinh viên củng cố kiến thức của các môn học liên quan, vận dụng khả năng sáng tạo và phát huy khả năng làm việc theo nhóm.

Trong quá trình thực hiện đồ án môn học này, em luôn được sự hướng dẫn tận tình của thầy giáo ThS Nguyễn Việt Hưng và các thầy bộ môn trong khoa

cơ khí Em xin trân thành cảm ơn các thầy đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án môn học này.

Sinh viên

Lê Minh Thành

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn động

1.1.1 Xác định công suất động cơ

Hiệu suất truyền động:

br1 br2 ol d kn 0,96.0,96.0,99 1.0,93 0,82

         (2.9)

   br1 0,96 : Hiệu suất truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh

   br 2 0,96 : Hiệu suất truyền bánh răng thẳng cấp chậm

   ol 0,99 : Hiệu suất của các cặp ổ lăn (4 cặp ổ lăn)

   kn 1 : Hiệu suất của khớp nối

   x 0,93 : Hiệu suất bộ truyền xích

Công suất trên trục công tác:

*Trường hợp hệ dẫn động băng tải

P (kW)

n (vg/ph)

cos 

k dn

T T

max dn

T T

Momen xoắn của roto

Khối lượng (kg) Dk63-4 14 1460 0,88 1,4 2,3 0,75 190

1.2 Phân phối tỉ số truyền 1.2.1 Tỉ số truyền của hệ dẫn động

dc ht lv

Phân phối tỷ số truyền trong hộp giảm tốc: Bảng 3.1 – trang 43 – [1]

 Tỷ số truyền giữa cặp bánh răng trụ nghiêng cấp nhanh : u nh = 3.83

 Tỷ số truyền giữa cặp bánh răng trụ thẳng cấp chậm : u ch = 2.61

Tỷ số cuối cùng của hộp giảm tốc: u hgt  u u nh ch  3,83.2,61 10 

1.2.2 Công suất trên các trục

Công suất trên trục III là:

lv III

n 1460

n 381,2(vg / ph)

u 3.83

II III ch

n 381,2

u 2,61

1.2.4 Mô men xoắn trên các trục

Momen xoắn trên trục I là:

2.1.2 Xác định số răng của đĩa xích

Theo bảng 5.4 trang 80 – [1], với u x = 3,32 ta chọn số răng xích nhỏ z 1 =25 (nên chọn răng là lẻ để đĩa mòn đều hơn, tăng khả năng sử dụng).

=> Số răng của đĩa xích lớn:

Trong đó (tra bảng 5.6 trang 82 – [1] )

- k o = 1: Hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí bộ truyền (nằm ngang);

- k a = 1: Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích;

- k đc = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích không điều chỉnh được);

- k bt = 1: Hệ số ảnh hưởng đến điều kiện bôi trơn (bôi trơn định kỳ);

- k đ = 1,2: Hệ số tải trọng động, tải trung bình va đập nhẹ;

- k c  1,25 : Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền (làm việc 2 ca);

Công suất tính toán:

2.1.4 Kiểm tra số vòng quay tới hạn

Theo bảng 5.8 trang 83 - [1] với n 01  200vg / ph , chọn bộ truyền xích 3 dãy

có bước xích p c  25,4mm thỏa mãn số vòng quay tới hạn.

2 2

2a z z (z z ) p x

2.1.11 Kiểm nghiệm bộ truyền xích 2.1.11.1 Kiểm nghiệm hệ số an toàn

 Q: Tra theo bảng 5.2 - trang 78 , tải trọng phá hỏng Q= 170,1N

 K d : Hệ số tải trọng động, tải trung bình va đập nhẹ, chọn K d  1,2

 F t : Lực vòng, F t  6838N

 F v : Lực căng do lực li tâm sinh ra, 2 2

v

F  q.v  7,5.1,55  18(N) (với q là khối lượng 1 mét xích, tra bảng 5.2 trang 77–[1], q 7,5kg  )

 F o : Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra

2.1.11.2 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc theo công thức:

2.1.12 Lực tác dụng lên trục

Theo công thức thực nghiệm:

Với k x  1,15 , khi bộ truyền nằm ngang.

Thông số cơ bản của bộ truyền xích

Đường kính vòng chia:

c 1

1 c 2

2

sin sin

25 z

sin sin

83 z

Thông số Kí hiệu Công thức tính đĩa xích

Bánh dẫn Bánh bị dẫn

Đường kính vòng chia d 202,66mm 671,22mm Đường kính vòng đỉnh d a 213,76mm 683,44mm Đường kính vòng đáy d f 187,4mm 655,96mm Đường kính vành đĩa d v 172mm 641,7mm

Đường kính con lăn/

Đường kính chốt

l

d d l =15,08mm D c =7,95mm

2.2 Tính toán thiết kế hộp giảm tốc 2.2.1 Tính toán bộ truyền cấp nhanh

Momen xoắn cực đại: T 1  76727N.mm

  giới hạn chảy   ch 580MPa

-Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện, chọn HB 1  HB 2  (10 15)HB  nên có độ

2.2.1.2 Ứng suất cho phép a> Ứng suất tiếp xúc cho phép

 K xH  1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng khi

a

 K HL : Hệ số tuổi thọ

H HO m HL

HE

N K

N

Theo bảng 6.2 - trang94 - [1], Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì

Khi tôi cải thiện S H  1,1 theo bảng 6.2 - trang94 - [1].

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:

550.0,9

.1 450MPa 1,1

 Y R =1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

 Y S : Hệ số xét độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

 K xF =1: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

 K FC =1: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, khi đặt tải một phía

 K FL ; Hệ số tuổi thọ

F FO m FL

FE

N K

N

Trong đó:

m  6 : Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn khi độ rắn mặt rắn

HB 350 

6 FO

N  4.10 : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; đối với tất cả các loại thép

N FE : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

F

m i

Khi tôi cải thiện S F  1,75 theo bảng 6.2 - trang94 - [1].

 Ứng suất uốn cho phép:

  O Flim1

F

450 K 1 257,14MPa

2 m 1

m.z 2,5.120 150 cos

1 1

2 2

m.z 2,5.25

cos cos17,17 m.z 2,5.95

Dựa theo bảng 6.13- trang106 -[1] ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 8

2.2.1.8 Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền

Theo công thức 10.1 – trang 184 – [1]

1 t1 w1

2.2.1.10 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc tính toán:

Vậy độ bền uốn thỏa mãn.

Bảng 2.2 Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh

Khoảng cách trục a w1  157mm

Chiều cao răng H 2,25.m 2,25.2,5 5,625mm   

  , giới hạn chảy   ch 580MPa

-Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện, chọn HB 1  HB 2  (10 15)HB  nên có độ

2.2.2.2 Ứng suất cho phép a> Ứng suất tiếp xúc cho phép

 K xH  1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng khi

a

 K HL : Hệ số tuổi thọ

H HO m HL

HE

N K

N

Trong đó:

m H = 6: Bậc của đường cong mỏi khi thử tiếp xúc khi độ rắn mặt rắn

HB 350 

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:

3 i

Vì N HE1  N HO1 ; N HE2  N HO2 nên K HL1  K HL2  1

Theo bảng 6.2-trang94-[1],Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ

Khi tôi cải thiện S H  1,1 theo bảng 6.2-trang94-[1].

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:

536.0,9

.1 438MPa 1,1

 Y R =1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

 Y S : Hệ số xét độ nhậycủa vật liệu đối với tập trung ứng suất

 K xF =1: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

 K FC =1: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, khi đặt tải một phía

 K FL ; Hệ số tuổi thọ

F FO m FL

FE

N K

6 FO

N  4.10 : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; đối với tất cả các loại thép

N FE : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

F

m i

Khi tôi cải thiện S F  1,75 theo bảng 6.2-trang94-[1].

-Ứng suất uốn cho phép:

F

450 K 1 257,14MPa



  O Flim 2

F

423 K 1 241,7MPa

Theo tiêu chuẩn bảng 6.8-trang 99-[1] ta chọn mođun: m 2,5mm  Đối với bánh răng trụ răng thẳng:

Ta có:   0 Tổng số răng:

1 1

2 2

m.z 2,5.50

cos cos0 m.z 2,5.130

Dựa theo bảng 6.13- trang106 -[1] ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 8

2.2.2.8 Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền

Theo công thức 10.1 – trang 184 – [1]

Lực vòng:

II

t 2 w1

t 2 tw r2

2.2.2.10 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc tính toán:

Vậy độ bền uốn thỏa mãn.

Bảng 2.3 Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm

Khoảng cách trục a w2  225mm

Chiều cao răng H 2,25.m 2,25.2,5 5,625mm   

2.3 Tính toán thiết kế trục và then

Thiết kế trục I, trục II và trục III trong hộp giảm tốc có các thông số đầu vào:

2.3.1 Vật liệu chế tạo trục và ứng suất cho phép

Thép C45 có các ứng xuất theo :   b 785MPa ;   ch 540MPa ;

đường kính lần lượt 30, 50 hoặc 100mm.

Chọn:     15MPa đối với trục vào;

    30MPa đối với trục ra;

    20MPa đối với trục trung gian.

2.3.2 Thiết kế sơ bộ theo mô men xoắn

Đường kính trục xác định theo momen xoắn

 

d 0,2



Đường kính trục I theo momen xoắn:

3 1

279334

0,2.20

Đường kính trục III theo momen xoắn:

3 III

Theo tiêu chuẩn chọn: d 1  30mm ; d 2  45mm ; d 3  50mm

Theo bảng 10.4 – trang 191 – [1], ta tính được khoảng cách của trục II

x y

66 146

  tdj

3 j

M d

Phương trình cân băng momen trong mặt phẳng y tại gối D 2 :

Phương trình cân bằng theo phương y:

Vẽ biểu đồ momen:

x y

Suy ra: M A2  M D2  0

M d

Phương trình cân băng momen trong mặt phẳng y tại gối B 3 :

Phương trình cân bằng theo phương y:

Vẽ biểu đồ momen:

F r2 =4469N

F t2 =1626N 84

Hình 2.6 Biểu đồ nội lực trục III Dựa vào biểu đồ nội lực tính momen uốn tổng hợp tại từng tiết diện theo công thức:

Momen tương đương:

2.3.4 Chọn then cho các tiết diện trục

Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất:

Do trục quay nên giá trị ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng

j

j

M 0;

W

Khi trục quay 2 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó:

Công thức xác định W và W 0 theo các tiết diện, theo bảng 10.6–trang196-[1]

Bảng 2.6 Bảng biên độ và giá trị trung bình các ứng suất

Tiết diện  a ,MPa  m ,MPa    a m ,MPa

1

Kết quả tính toán tiết diện 3 trục với    ;  tra bảng 10.10 – trang 198 – [1]

Bảng 2.7 Bảng hệ số an toàn đối với các tiết diện của ba trục

Tiết diện





 

K

Lắp chặt

Rãnh then

Lắp chặt

2.3.6 Kiểm nghiệm Then

Ứng suất dập cho phép:     d 100MPa Ứng suất cắt cho phép:     c 90MPa Giá trị ứng suất dập và cắt của then tại các tiết diện trên các trục

Bảng 2.8 Bảng tính kiểm nghiệm then đối với các tiết diện của ba trục

Tiết diện

T, Nmm

d, mm

Loại then t, mm t ,mm 2  d ,MPa  c ,MPa

Thông số trục I:

- Số vòng quay: n I  1460vg / ph

- Đường kính ngõng trục: d I  25mm

2.4.1.1 Chọn loại ổ lăn

Do trục I chịu tác dụng của cả lực hướng tâm và lực dọc trục, ta dùng ổ

đỡ - chặn 1 dãy cho 2 gối đỡ ở 2 đầu trục.

2.4.1.2 Chọn sơ bộ kích thước ổ

Với đường kính ngõng trục d I  25mm , theo bảng phụ lục P2.12 – trang

263 – [1] ta chọn sơ bộ với các thông số như sau: (Cỡ trung hẹp)

2.4.1.3 Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

Điều kiện làm việc:

- Hệ số kể đến vòng trong quay: V 1 

- Hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ, nhiệt độ   105 C  suy ra k t  1

- Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3 – trang 215 – [1] tải trọng tĩnh, không va đập: k d  1

Dựa theo bảng 11.4 – trang 216 – [1], góc tiếp xúc đối với ổ đỡ - chặn thông dụng với kiểu 46000 ta có   26  , e 0,68 

Lực hướng tâm xác định theo công thức:

0,6 e 0,68 V.F  1.1109,3   

Theo bảng 14.1 – trang 216 – [1], ta chọn X 1;Y 0   Tải trọng quy ước Q (theo 11.3) :

Q  X.V.F  Y.F k k  1.1.1109,3 0.725 1.1 1109,3N  

Khả năng tải trọng động: m

d

C  Q L Trong đó:

- Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, đối với ổ bi: m 3 

- Tải trọng động quy ước: Q 1,8kN 

- Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay (Bảng 11.2 – trang 214 – [1] )

h 6

60.n.L L

Nên ổ 46305 đảm bảo bền, Chọn ổ này.

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:Theo công thức 11.19 – trang 221 – [1]:

Vậy khả năng tải tĩnh của ổ đảm bảo.

Do trục II chịu tác dụng của cả lực hướng tâm và lực dọc trục, ta dùng ổ

đỡ - chặn 1 dãy cho 2 gối đỡ ở 2 đầu trục.

2.4.2.2 Chọn sơ bộ kích thước ổ

Với đường kính ngõng trục d II  35mm , theo bảng phụ lục P2.12 – trang

263 – [1] ta chọn sơ bộ với các thông số như sau: (Cỡ trung hẹp) Bảng 2.10 Bảng chọn sơ bộ ổ lăn trục II

Kí hiệu ổ d, mm D, mm b=T,mm r, mm r 1 ,

mm

C, kN C o , kN

2.4.2.3 Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

Điều kiện làm việc:

- Hệ số kể đến vòng trong quay: V 1 

- Hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ, nhiệt độ   105 C  suy ra k t  1

- Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3 – trang 215 – [1] tải trọng tĩnh, không va đập: k d  1

Dựa theo bảng 11.4 – trang 216 – [1], góc tiếp xúc đối với ổ đỡ - chặn thông dụng với kiểu 46000 ta có   26  , e 0,68 

Lực hướng tâm xác định theo công thức:

Suy ra:

1I

a1 rA

0,18 e 0,68 V.F  1.4009   

Theo bảng 14.1 – trang 216 – [1], ta chọn X 1;Y 0   Tải trọng quy ước Q (theo 11.3) :

Q  X.V.F  Y.F k k  1.1.4009 0.725 1.1 4009N   Khả năng tải trọng động:

m d

Trong đó:

- Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, đối với ổ bi: m 3 

- Tải trọng động quy ước: Q 4,2kN 

- Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay (Bảng 11.2 – trang 214 – [1] )

h 6

60.n.L L

Nên ổ 46307 đảm bảo bền, Chọn ổ này.

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

Theo công thức 11.19 – trang 221 – [1]: