Đồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động băng tải

Đồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động băng tảiĐồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động băng tảiĐồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động băng tảiĐồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động băng tảiĐồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động băng tảiĐồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động băng tảiĐồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động băng tảiĐồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động băng tải

Mục lục

Trang

Phần I: Tính toán hệ dẫn động 1

I Chọn động cơ 2

II Phân phối tỉ số truyền 4

III Xác định công suất động cơ 4

Phần II: Tính toán bộ truyền ngoài 5

1 Chon loại xích 5

2 Xác định các thông số bộ truyền 5

3 Kiểm nghiệm độ bền xích 7

4 Tính đờng kính đĩa 7

5 Xác định ứng suất trên trục 8

Phần III: Tính bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc 9

A-Tính toán cấp chậm 9

I Tính bộ truyền cấp chậm 9

II Xác định các thông số bộ truyền cấp chậm ………11

B-Tính toán cấp nhanh 17

I Tính bộ truyền cấp nhanh 17

II Xác định các thông số bộ truyền cấp nhanh 19

Phần IV: Tính toán thiết kế trục 23

I.Thiết kế trục 23

II Xác định sơ bộ đờng kính trục 25

III Xác định khoảng các gối đỡ 26

IV Xác định phản lực tác dụng lên trục 29

V Kiểm nghiệm độ bền trục 30

A-Trục vào của hộp giảm tốc 30

B-Trục trung gian của hộp giảm tốc 34

C-Trục ra của hộp giảm tốc 38

VI Chọn loại khớp nối 41

VII Chọn loại ổ lăn 43

1 Chọn ổ lăn cho trục vào 43

2 Chọn ổ lăn cho trục trung gian 45

3 Chọn ổ lăn cho trục ra 46

Phần V:Kết cấu vỏ hộp 49

I.Phần vỏ hộp 49

II:Bôi trơn hộp giảm tốc 54

III:Xác định và chọn kiểu lắp 56

Phần VI:Phơng pháp lắp ráp hộp giảm tốc 58

I.Lắp ráp các chi tiết máy trên trục 59

II Điều chỉnh sự ăn khớp của bộ truyền 59

III Điều chỉnh khe hở ổ lăn 59

Tài liệu tham khảo 61

Phần 1: TíNH TOáN Hệ DẫN ĐộNG

I Chọn động cơ

A Xác định công suất cần thiết của động cơ

Công suất cần thiết Pct của động cơ:

Ta có: Pdc > Pyc mà Pyc = Ptd =







ct

P

Pct =

1000

V

F 

=

1000

58 , 0

9500 

= 5,51KW

Ta lại có hệ số tảI trọng  đợc tính theo công thức

1

i i

t

t T

T

=

8

3 8

5

1 2

Tra bảng 2.3 (tr 94), ta đợc các hiệu suất: ol= 0,99 ( vì ổ lăn đợc che kín)

x: Hiệu suất của bộ truyền xích:

x  0 , 96(tra bảng các giá trị hiệu suất)

ot: Hiệu suất của ổ trợt

93 , 0 51 , 5

T

T T T



n u

2>Ph©n phèi Ut cho cac bé truyÒn:

P3= 5 , 856 ( )

98 , 0 96 , 0

51 , 5

kw P

ot x

856 , 5

P

br ol

098 , 6

P

br ol

350 , 6

P

k ol

1455 1

1 2

93 , 307 2

2 3

856 , 5 10 55 , 9 10

55 ,

3

3 6

098 , 6 10 55 , 9 10

55 ,

2

2 6

55 ,

1

1 6

N mm

n

P T

55 ,

ct

ct

59 , 32

51 , 5 10 55 , 9 10

55 ,

PhÇn II tÝnh to¸n bé truyÒn ngoµI (bé truyÒn xÝch)

Bé truyÒn xÝch nèi tõ trôc 3 ra bé phËn c«ng t¸c lµ hÖ thèng b¨ng t¶i.





Z Z

50 3

03





n n

k=k0k ak dck d k ck bt

k0=1 Hệ số kể đến ảnh hởng vị trí bộ truyền Bộ truyền có góc nghiêng 2 tâm

đĩa xích<40o

ka=1 Hệ số kể đến ảnh hởng khoảng cách và chiều dài xích

kdc=1 Vị trí trục đợc điều chỉnh trong các đĩa xích

89 , 5

4 2

2

1270 4

75 , 31 29 58 2

58 29 75 , 31

1270 2

,

2 2

17 , 69 29 15

3 1

3.Tính kiểm nghiệm xích về độ bền:

F F F

k

Q

v t

17 , 69 75 , 31 29 1000 60

3 1

, 1

856 , 5 1000 1000

, 1

sin

75 , 31 sin

sin

75 , 31 sin

29

180 cot 5 , 0 75 , 31 cot

5 , 0

58

180 cot 5 , 0 75 , 31 cot

5 , 0

   H

d vd

d t r

, 0 47 , 1269 2

65 , 293 45 , 586 2

PH ần iIi :TíNH Bộ TRUYềN BáNH RĂNG TRONG HộP GIảM TốC

Bánh răng cấp chậm chọn thép 40X kết hợp tôI cảI thiện có độ cứng

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng thuộc nhóm 1 (HB<=350)

Chọn bánh răng nhỏ: HB=270; b 950MPA; ch=700(MPA)

Hlim10  2  1 70  2  270  70  610



MPA HB

mH: Bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc (mH = 6)

NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

NHO = 30 H2 , 4

HB

HHB : độ rắn Brinen

7 4

, 2

1  30 270  2 , 053 10

HO

N

NHE: Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng

Với bộ truyền chịu tải trọng tinh:

n c

60

Ti, n , t ,ti lần lợt là mômen xoắn, số vòng quay trong một phút tổng số giờ làm việc và thời gian của tng thời điểm

n c N

5 1 1900 17

, 69 1

HL H

1 , 1

1 610

1

0 1 lim



  MPA

S

K H

HL H

1 , 1

1 580

2

0 2 lim

Flim10  1 , 8  1  1 , 8  270  486



MPA HB

mF: Bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn

NFO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

T

T t

n c

FL FC F

75 , 1

1 486

0 1 lim

FL FC F

75 , 1

1 459

0 2 lim



ứng suất uốn cho phép khi qúa tải

2

.

.

ba H

H u

K T

Ka : hệ số phụ thuộc vào loại răng

Theo bảng 6.5 ta chọn với bánh răng nghiêng Ka=43

Hệ số ba = bw/aw là hệ số chiều rộng bánh răng

Theo bảng 6.6 chọn Chọn ba  0 , 35

 1

53 ,

, 0 53 ,

116 , 1 58 , 189120 1

725 , 4

cos 2

Xác định lại góc nghiêng  :

190 2

99 21 3 2

<200 (thoả mãn)

Theo các công thức trong bảng 6.11 ta có:

*Đờng kính vòng chia :

d3=d m Z 66 , 52mm

947 , 0

21 3 cos

99 3 cos

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo H  [H]

Ưng suất tiếp xúc tính theo CT:

H = ZM ZH Z 2

3

2

.

) 1 (

2



d u b

u K T m w

m

; (*)Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;

, 0 67 , 18 02 , 21 cos

sin

cos 2

Vậy hệ số trùng khớp dọc:

  2,23

3

08 , 18 sin 8 , 67

1 19

1 2 , 3 88 , 1 cos 1

1 2 , 3 88 , 1

4 3

793 , 0 59 , 1 1

2 3

H

d b K

u

a v g

52 , 66 96 , 69 98 , 0

1 71 , 4 27 , 1 58 , 189120 2

789 , 0 69 , 1

Suy ra thoả mãn điều kiện bền

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Yêu cầu F  [F] ; Theo công thức 6.43 :

F3 = 2.T2.KFYYYF3/( bwdw3.m)

Tính các hệ số :

Tra theo d øng víi b¶ng 6.7 , ta cã KF = 1,251 ;

víi v < 2,5 (m/s) tra b¶ng 6.14 cÊp chÝnh x¸c 9 => KF = 1,37

190 06 , 1

73 006 , 0

1 F

m

w o

u

a v g





Theo CT 6.46:

021 , 1 37 , 1 251 , 1 58 , 189120

2

52 , 66 96 , 69 95 , 2 1

.

2

1

d b K

F4 max = F4 Kqt = 92,91 1,5 =139,36 MPa;

Nh vậy : F3max < [F3]max = 560 MPa, F4max < [F4]max = 440 MPa

nên răng thoả mãn về điều kiện quá tải

Kết luận : Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn.

58 , 189120

2

) 02 , 21 ( 9 , 5730

tg tg









B.tính toán với cấp nhanh

I>Với bộ truyền cấp nhanh:

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng thuộc nhóm 1 (HB<=350)

* Bánh nhỏ : Thép 40 tôi cải thiện đạt độ rắn HB =170; b1 = 600 MPa ; ch 1 = 350 MPa

Hlim10  2  1 70  2  170  70  410



MPA HB

3.Xác định ứng suất uốn cho phép:

Hệ số an toàn SF = 1,75 - bảng 6.2 (sách tính toán thiết kế T1)

MPA HB

Flim10  1 , 8  1  1 , 8  170  406



MPA HB

II xác định các thông số bộ truyền cấp nhanh

1.Khoảng cách trục cấp nhanh lấy bằng cấp chậm

aw1=aw2=190 (mm)

chọn sơ bộ K H  1 , 1 ; suy ra:

  ( 372 , 72 ) 4 , 725 0,23

1 , 1 69 , 41678

) 1 725 , 4 (

5 , 49

190

) 1 (

a

H

H w

Z1 = 22 , 125

3 ).

1 725 , 4 (

190 2 ).

1 (

2







 m u

Tính lại khoảng cách trục: a w m Z Z 189mm

2

) ( 1 2

2.Ta tiến hành kiểm nghiệm độ bền của bộ truyền cấp nhanh

a Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo H  [H]

H = ZM ZH Z 2

1

1

.

) 1 (

2



d u b

u K T m w

m

;Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;

góc ăn khớp   o

w w

m Z Z

81 , 20 9347

, 0 190

2

cos

cos 2

=

) 81 , 20 2 sin(

1 2

. 1 1

Với v =5,03m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 8 ;

Theo bảng 6.15 => Trị số của các hệ số kể đến ảnh hởng của sai số ăn khớp

190

03 , 5 56 006 , 0

u

a v g





1 06 , 1 69 , 41678 2

66 43 , 43 71 , 10 1

2

1

w w H Hv

K K T

d b K

KH = KH KHV KH = 1,06.1,347.1  1,43

Thay số : H = 274.1,735.0,766 2

) 66 (

727 , 4 43

) 1 727 , 4 (

43 , 1 69 , 41678

= 318 , 16MPa Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [H] = [H] ZRZVKxH

Với v = 5,03 m/s  ZV =0,85(5,03)0,11 (vì v < 5m/s ) , Cấp chính xác độnghọc là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8 Khi đó cần gia công đạt độ nhám

là RZ = 2,5 1,25 m Do đó ZR = 0,95, với da< 700mm  KxH = 1 Theo 6.1

và 6.1a ta có

 [H] =354,54.0,95.1=336,81MPa ;

Do đó  H  [ H ] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc.

b Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Yêu cầu F  [F] ; Theo công thức 6.43

190 03 , 5 56 016 , 0

1 F

m

w o

u

a v g





857 , 1 135 , 1 1 69 , 41678 2

66 43 57 , 28 1

.

2

1

1

1 1

K K T

d b

86 , 3 1 1 , 2 59 , 0 69 , 41678

Ta thấy độ bền uốn đợc thoả mãn

Kết luận : Bộ truyền cấp nhanh làm việc an toàn.

Các thông số và kích thớc bộ truyền cấp nhanh:

) 02 , 21 ( 9 , 5730

tg tg

 Góc nghiêng của cặp bánh răng cấp chậm  =18,670

 Góc nghiêng của cặp bánh răng cấp nhanh  =00

 Chọn vật liệu chế tạo bằng thép C45, thờng hoá có b= 600Mpa , ch=340;

a Ta có sơ đồ lực tác động vào bộ truyền nh sau

FK

F d

b Tính các lực tác dụng lên trục: Lực do khớp nối, lực tác dụng lên bánh răng, Lực do tang

Các thành phần lực trong thiết kế đợc biểu diễn nh hình vẽ phần trên

Theo phần trên đã tính lực tác dụng của bộ truyền xích lên trục 3 có giá trị:

Fx =kx.6.107.P/(Z.p.n)=1,15.6.107.5,856/(29.31,75 69,17=6344,4 (N) Lực tác dụng của khớp nối: FK = (0,2  0,3).2TI /D0 ,

Với : TI = 41678,69 N.mm , D0 = 66 mm

66

69 , 41678

2 ).

3 , 0

2 , 0 ( 12

2 3

) 02 , 21 ( 9 , 5730

tg tg

Ft3=Ft4= 5730 , 9 ( )

52 66

58 , 189120

2

) 02 , 21 ( 9 , 5730

tg tg









II Xác định sơ bộ đờng kính trục.

Theo ct 10.9 đờng kính trục thứ k với k =1 3;

 

3 2 ,

0 

k k

58 , 189120 3

Chọn d2=40mm

Với d2 = 40, tra bảng 10.2, ta đợc chiều rộng ổ lăn b0 = 23 mm

Trục III : Với TIII= 858137,18Nmm ;[] =28 => 53 , 5

28 2 , 0

18 , 858137

3

Chọn d3= 55mm

Với d3= 55, tra bảng 10.2, ta đợc chiều rộng ổ lăn b0 = 29 mm

III.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.

IV Xác định phản lực tác dụng lên các trục:

Đối với trục I ta có :

.

0

AB F OA F M

F F F Y

By r

xA

By r Ay

.

0

1 1

AB F OA F OA F M

F F F F X

Bx t

k yA

Bx t Ax K

Giải hệ này ta đợc FAx = -93,87(N), FBx =850,2 (N)Vậy chiều của FBx cùng với chiều trên hình vẽVậy chiều của FAx Ngợc với chiều trên hình vẽ

Từ đó ta có sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục vào nh sau:

.

0

2 2 2

2 3 1 2 2

3 2

B A F O A F O A F M

F F F F X

xB t

t Ay

xb t t xA

Thay số vào hệ này ta đợc:

.

0 )

(

2 2 3

2 2 3 1 2 2 3 2

B A F r F O A F O A F M

F F F F Y

yB a r

r Ax

yB r r Ay

.

0

2 1

4 4

A O F AB F A O F M

F F F F X

x xB

t Ay

x Bx t Ax

Thay số vào hệ này ta đợc:

.

0

2 4

4 1 4 4

A O F AB F R F A O F M

F F F F Y

y By br a r

Ax

y By r Ay

Giải hệ này ta đợc:

F By = 4875,3 (N); F Ay = 3382,5 (N)

V.Kiểm nghiệm trục:

A.Trục vào của hộp giảm tốc

Theo ct 10.15 tính mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục :

2

1 2 1

M12 = 0 (Nmm).(tại tiết A) Mtđ12 =43746,7 (Nmm).

M10 =55163,2 (Nmm) (Tại tiết diện O) Mtđ10 =65922,8 (Nmm

Đờng kính từng đoạn trục:

Tiết diện trục lắp khớp nối chọn d12 =0,8ddc =30 (mm)

*Kiểm nghiệm trục bền mỏi:

Chọn kiểu lắp : Các ổ lăn trên trục lắp theo kiểu k6 và lắp bánh răng ,lắp bánh xichtheo k6 kết hợp lắp then

.

j j

j j s s

s s

[s]-Hệ số an toàn cho phép,thông thờng [s]=1,5…2,5

s j-Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tạI tiết diện j

s

mj aj

 -Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng

a,Vật liệu là thép 45 có b = 600 MPa có thể lấy gần đúng:

MPa

b 261 , 6 346

đôí xứng, đó m = 0, a=max= Mu/W

Vì trục quay một chiều nênứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động,do đó

0j , 2 W

j j

10

2 1 10 2

3

38 2

5 38 5 10 32

38

2

32

.

mm d

t d t b d

10

2 1 10 2

3

38 2

5 38 5 10 16

38

2

16

.

mm d

t d t b d

j j a mj

.d123   3  mm2



Suy ra: a=max= Mu/W=43746,7/4209,2=10,39(N/mm2);

0j , 2 W

j j

Các trục gia công trên máy tiện ,tạI các bề mắt nguy hiểm yêu cầu

đạt Ra = 2,5…0,63  m.Do đó theo bảng 10.8 hệ số tập trung ƯS do trạng tháI bềmặt :Kx=1,06.Do không dùng các phơng pháp tăng bề mặt

nên Ky =1

-Theo bảng 10.12 khi dùng dao phay ngón,hê số tập trung ƯS

tại rãnh then ứng với vật liệu có b=600 MPa là:

k  1 , 76 ;k  1 , 54

Bảng 10.10 tra đợc trị số ,

Thay vào tinh đợc tỉ số k/  và k /  so sánh với tỉ số trong bảng 10.11,lấy trị

số lớn hơn để tính k.dva k d

Kết quả tính toán hệ số an toàn với các tiết diện trục 1:

Td d K/  K /  k d k

d

mm tính toán

Tra bảng

tính toán

Tra bảng

2,056

Nh vậy trục 1 thoả mãn diều kiện bền

*Kiểm nghiệm độ bền của then

Tính kiểm nghiệm về độ bền của then:

Tiết

diện

D(mm)

B.Xác định kết cấu và đờng kính trục trung gian:

Theo ct 10.15 tính mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục :

2

2 2 2

2

2j j 0 , 75 j

Với các số liệu đã tính toán thay vào ta đợc :

M21 =0(Nmm).(tại tiết diện A1) Mtđ21 =0 (Nmm

M22 =48335,94 (Nmm).(tại tiết diện O1) Mtđ22 =170766,8 (Nmm)

M23 =364933,6 (Nmm) (tại tiết diện O2) M td23 400001,8 (Nmm)

M20 = 0 (Nmm).(Tại tiết diện B1) Mtđ20 =0 (Nmm)

Đờng kính trục chỗ lắp bánh răng tại tiết diện 22 :

d22

 

1 ,

Tiết diện trục lắp ổ lăn tại tiết diện 20 và 21 chọn tiêu chuẩn

Tại tiết diên 23 ta phải chế tạo bánh răng liền trục vì kich thớc trục lớn vàkích thớc bánh răng nhỏ

2.Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

Kết cấu trục thiết kế đợc phải thoả mãn điều kiện:

ss.s / s2s2  s

Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5 2,5

khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5 3

s , s - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trờng hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp,

đợc tính theo công thức sau đây:

Phơng pháp gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt

Ra = 2,5 …0,63 m, do đó theo bảng 10.8 , hệ số tập trung ứng suất do trạng tháI

bề mặt Kx = 1,06

Không dùng các phơng pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky =1Theo bảng 10.12 khi dung dao phay ngón , hệ số tập trung ứng suất tại rãnh thenứng với vật liệu b = 600 MPa là K = 1,76 và K = 1,54

Bảng 10.10 tra đợc   và   từ đó xác định đợc tỉ số K/ và K/ tại rãnhthen trên tiết diện này

Tra bảng 10.11 tra đợc tỉ số

K/ và K/

So sánh và dùng tỉ số lớn hơn để tính các hệ số Kd và Kd theo ct 10.25 và ct10.26

y x

j j a mj

T



 

Kết quả tính toán đợc ghi trong bảng:

lắp căng

rãnh then

lắp căng

Do tiết diện 22 có d22=d23 mà M23<M23 suy ra tiết diện 22 cũng thoả mãn điều kiệnbền

*Kiểm nghiệm độ bền của then

Tính kiểm nghiệm về độ bền của then:

Tiết

diện

D(mm)

3.Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.

Điều kiện trục thoả mãn về độ bền tĩnh là: td  2 3 2  

Trong đó :  =Mmax/(0,1.d3) = 364933,6/(0,1.443) =42,84 MPa

C.Xác định kết cấu trục ra của hộp giảm tốc:

Theo ct 10.15 tính mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục :

2

3 2 3

3

3j j 0 , 75 j

Với các số liệu đã tính toán thay vào ta đợc :

M30 = 0 (Nmm) (tại tiết diện A) Mtđ30 =0 (Nmm)

M31 =508864,8(Nmm).(Tại tiết diện O1) Mtđ31 =900690,3 (Nmm)

M32 =536106,5 (Nmm).( tại tiết diện B) Mtđ32 =916356,8 (Nmm)

d 

Ta có    =50MPa

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền , lắp ghép và công nghệ ta chọn đ ờng kính các

đoạn trục theo tiêu chuẩn :

Tiết diện trục lắp bánh răng 31

2,Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

Kết cấu trục thiết kế đợc phải thoả mãn điều kiện:

ss.s / s2s2  s

Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5 2,5

khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5 3

s , s - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trờng hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp,

đợc tính theo công thức sau đây:

2 1 32 2

3

68 2

5 , 7 68 5 , 7 20 32

68

2

32

.

mm d

t d t b d

32

2 1 32 2

3

68 2

5 , 7 68 5 , 7 20 32

68

t d