Đồ án môn học cơ sở thiết kế máy

Đồ án môn học cơ sở thiết kế máy

ĐỒ ÁN MÔN HỌC: CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

SVTH : Nguyễn Thế Biên

GVHD : Ngô Văn Lực

Lớp : TKCK6

§å ¸n m«n häc C¬ së thiÕt kÕ m¸y

§Ò sè: 1A

4 III IV

5s 4h 4h 8h

Lợc đồ hệ dẫn động băng tải

1 Động cơ 2 Nối trục 3 Bộ truyền đai

4 Hộp giảm tốc 5 Bộ truyền xích 6 Băng tải

Khèi l îng thiÕt kÕ

1 B¶n vÏ l¾p hép gi¶m tèc(A3):

- 01 b¶n tæng thÓ 3 h×nh chiÕu

- 03 b¶n , mçi b¶n thÓ hiÖn 01 h×nh chiÕu

2 01 B¶n vÏ chÕ t¹o chi tiÕt(01 b¶n A3):

PhÇn VI TÝnh to¸n thiết kế trục Trang 41 PhÇn VII: TÝnh chän then Trang 59 PhÇn VIII: TÝnh chän æ lăn Trang 61 PhÇn X: B«i tr¬n ăn khớp v bôi tr à bôi tr ơn ổ trục Trang 80

PhÇn IX:ThiÕt kÕ vá hép vµ c¸c chi tiÕt m¸y kh¸c Trang 66 PhÇn X: B«i tr¬n v dung sai à dung sai lắp ghép Trang 80 Tµi liÖu tham kh¶o Trang 85

Lời nói đầu

Nớc ta đang trên con đờng tiến lên công nghiệp hoá - Hiện đại hoá với ờng lối xây dựng chủ nghĩa xã hội Đảng ta đã đề ra 3 cuộc cách mạng, trong đó cuộc cách mạng khoa học kỹ thuật là then chốt để tạo ra của cải cho xã hội Do

đ-đó phải u tiên công nghiệp nặng một cách hợp lý

Trong giai đoạn công nghiệp hoá - Hiện đại hoá đất nớc, con ngời không thể thiếu máy móc bởi vì nó là một phơng tiện từ trớc đến nay đã giúp đỡ con ngời giải quyết đợc nhiều vấn đề mà con ngời không có khả năng làm việc đợc

Hiện là một sinh viên đang theo học tại Trờng đợc trang bị những kiếnthức cấn thiết về lý thuyết và tay nghề Để sau này với vốn kiến thức đã đợctrang bị em có thể góp một phần nhỏ bé để làm giầu cho đất nớc Thời gian vừaqua em đợc giao đề tài: “ Thiết kế hệ dẫn động băng tải” Với sự chỉ bảo tậntình của thầy giáo hớng dẫn và các thầy trong khoa cùng các bạn đồng nghiệp

và sự nỗ lực của bản thân em đã hoàn thành đề tài Tuy nhiên trong quá trìnhlàm việc mặc dù đã cố gắng hết mình nhng do trình độ có hạn và còn ít kinhnghiệm, nên không thể tránh sai sót Em kính mong nhận đợc sự chỉ bảo củathầy cô để đề tài của em đợc hoàn thiện hơn

to ngắn mạch) Nó có những u điểm: Kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, giá thànhthấp, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lới điện ba pha không cần phảibiến đổi dòng điện.

2 Các kết quả tính toán trên băng tải

với : v- vận tốc vòng của băng tải( v = 1,2 m/s)

D-đường kớnh băng tải (D = 300 mm)

c Xác định hiệu suất của toàn bộ hệ dẫn động:

Ta gọi η ht là hiệu suất của toàn bộ hệ thống đợc xác định theo công thức:

CT 2.9- tr 19 - tài liệu 1

η ht = η k η đ η br η ol3 η x (I –2)

Trong đó: η k – hiệu suất của khớp nối

η đ - hiệu suất của bộ truyền đai thang

η br – hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ

η ol – hiệu suất của một cặp ổ lăn

η x – hiệu suất của bộ truyền xích

Theo bảng 2.3 –tr.19 tài liệu 1, ta có:

η k = 1 ; η đ = 0,95 ; η br = 0,97 ; η ol = 0,993 ; η x = 0,92

Thay các giá trị trên vào (I – 3), ta đợc:

tk – thời gian tác động của mô men thứ k.

F v

(Kw) (I - 4)Trong đó: F – Lực kéo băng tải (N)

P

 =

2,4 0,83 = 2,89 (Kw)

Từ các thông số tính toán, ta chọn động cơ loại 4A có nhãn hiệu 4A112MA6Y3kiểu có bích,có các thông số kỹ thuật đợc tra theo bảng P1.1 trang 234 tài liệu 1

Ta có bảng số liệu nh sau:

Bảng 1.1 Bảng đặc trưng cơ-điện của động cơ

Kiểu động cơ Công

suất( P )

Vận tốc quay Vòng/phút

d Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ đã chọn:

O Kiểm tra điều kiện mở máy:

Khi mở máy, mô men tải không đợc vợt quá mô men khởi động của động cơ ( M<Mk) nếu không động cơ sẽ không chạy

Theo điều kiện:

Mmm/M ≤ Mk/Mdn (I - 6)

Trong đó: Mmm - mô men mở máy của thiết bị cần dẫn động

Mk (Tk) - mô men khởi động của động cơ

Mdn (Tdn) - mô men danh nghĩa của động cơ

Theo bảng số liệu trên ta có:

Mk/Mdn = 2,0

Căn cứ vào lợc đồ tải trọng đã cho trong đề bài, ta có:

Mmm/M = 1,5

Do đó động cơ thỏa mãn điều kiện mở máy

I-2 Phân phối tỉ số truyền

Để phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền, phải tính tỉ số truyền cho toàn bộ

hệ thống

ut =

dc lv

n

n =76,39945 = 12,37 (I – 7)

Mặt khác ta có: ut = uk.uđ.ux.ubr (I - 8)Với uk - tỉ số truyền của khớp nối

uđ - tỉ số truyền của bộ truyền đai

ux - tỉ số truyền của bộ truyền xích

ubr - tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng

- tỉ số truyền của bộ truyền đai: uđ = 3

- tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng: ubr = 2

- tỉ số truyền của bộ truyền xích: ux = 2,06

I-3 Xác định các thông số động học và lực tác dụng lên các trục

4

III IV

1 Tính toán tốc độ quay của các trục :

n

u =3152 = 157,5 (vòng/phút) ;

3 Tính mô men xoắn trên các trục

Gọi mô men xoắn trên các trục I, II, III, IV lần lợt là M I , M II , M III , M IV ta

quả như sau:

- Trục động cơ:

Mđc = 9,55.106

dc dc

P

n = 9,55.106

2,73 157,5 = 165533,33 (Nmm)

- Trục IV:

MIV = 9,55.106

IV IV

P

n = 9,55.106

2,49 76,46 = 311005,75 (Nmm)

Thông số

Tốc độ quay (vòng/phút)

Công suất (Kw)

Mô men xoắn (Nmm)

Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục của hệ thống dẫn động.

Phần II Thiết kế bộ truyền đai thang

Truyền động đai được dựng để truyền chuyển động và mụmen xoắn giữacỏc trục xa nhau Đai được mắc lờn hai bỏnh với lực căng ban đầu Fo, nhờ đú cúthể tạo ra lực ma sỏt trờn bề mặt tiếp xỳc giữa đai và bỏnh đai và nhờ lực ma sỏt

mà tải trọng được truyền đi

Thiết kế truyền đai gồm cỏc bước :

- Chọn loại đai, tiết diện đai

- Xỏc định cỏc kớch thước và thụng số bộ truyền

- Xỏc định cỏc thụng số của đai theo chỉ tiờu về khả năng kộo của đai và vềtuổi thọ

- Xỏc định lực căng đai và lực tỏc dụng lờn trục

Theo hỡnh dạng tiết diện đai, phõn ra : đai dẹt (tiết diện chữ nhật), đai hỡnh thang(đai hỡnh chờm), đai nhiều chờm (đai hỡnh lược) và đai răng

II 1 Xác định kiểu đai

- Các thông số của động cơ và tỉ số truyền của bộ truyền đai:

ndc= 945 (vòng/phút) ; Pđc = 3 Kw ; uđ = 3

Chọn loại tiết diện đai hình thang và do không có yêu cầu đặc biệt nào nên tachọn loại đai hình thang bình thờng loại A trong bảng 4.13 Các thông số của đaihình thang - tr59 tài liệu 1 Theo đó, thông số kích thớc cơ bản của đai đợc chotrong bảng sau:

Loại đai

Kích thớc mặt cắt (mm)

Diện tích A(mm 2 )

13 11

II 3 Chọn đờng kính đai tiêu chuẩn

Theo bảng 4.21 - Các thông số của bánh đai hình thang - tr63 - tài liệu 1, ta chọn d2 = 450 mm

u = |3−3,13,1 |.100% = 3,33%

VËy: u  3  4%  Tháa m·n ®iÒu kiÖn vÒ sai lÖch tØ sè truyÒn ®ai

- Chän s¬ bé chiÒu dµi kho¶ng c¸ch trôc lµ:

lsb = 1890 (mm)

Theo b¶ng 4 13 - tr59 - tài liệu 1, ta chän l = 1800 mm

- Sè vßng ch¹y cña ®ai:

+ [P0] - Công suất cho phép, tra bảng 4 19 - tr 62 - tài liệu 1, ta có [P0] = 2,2 Kw ;

+ C - Hệ số kể đến ảnh hởng của góc ôm 1 , tra bảng 4 15 -tr 61 - tài liệu 1 ,α =137,18° Vậy: C = 0,89

+ Cl - Hệ số kể đến ảnh hởng của chiều dài đai

Với l/l0 = 1800/1890 = 0,95, tra bảng 4 16 - tr 61 - tài liệu 1, ta có:

II 5 Xác định chiều rộng bánh đai

Chiều rộng của bánh đai đợc xác định theo công thức:

F0 =

780.P I .K d

v C α z + F

v (II -14)  F0 =780.3 1,25

Mặt cắt ngang của bánh đai và dây đai

Bảng thông số của bộ truyền đai:

PHẦN III Thiết kế bộ truyền xích

III 1 Chọn loại xích

Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt

là xích con lăn một dãy Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độbền mòn cao

III 2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích

Bớc xích p đợc xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề Điều kiện

đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích đợc viết dới dạng:

Pt = P k kz kn  [P] (III -3)

Trong đó: Pt - Công suất tính toán;

P - Công suất cần truyền; P = 2,73 (Kw);

Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với n01 = 200 vòng/phút,bớc xích p = 38,1 (mm), theo bảng 5 5 - tr - 81 - tài liệu 1, ta có:

Hệ số k đợc xác định theo công thức:

k = k0 ka kđc kbt kđ kc (III - 4)

Trong đó các hệ số thành phần đợc chọn theo bảng 5.6 -tr 82 - tài liệu 1,với:

k0 - Hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền, k0 = 1 (do đờng nối tâm của hai đĩa xích so với đờng nằm ngang là 25o <60o);

ka - Hệ số kể đến ảnh hởng của khoảng cách trục và chiều dài xích; với a = (30…50)p, ta có: ka = 1;

kđc - Hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng; với trờng hợp vị trí trục không điều chỉnh đợc, ta có: kđc = 1,25;

kbt - Hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn; với trờng hợp môi trờng làm việc có bụi, chất lợng bôi trơn bình thờng), ta chọn: kbt = 1,3;

kđ - Hệ số tải trọng động, với trờng hợp tải trọng ờm

-Theo đó, ta tính đợc:

a = 0,25.38,1{119 - 0,5.(52 + 25)+ √ ¿ ¿ ¿

 a=1524,73 (mm) ; Ta lấy a = 1525 (mm)

Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục đi một lợng: a = (0,002…0,004)a , ta chọn a = 0,003a  5 (mm)

 a = a - a = 1525 - 5 = 1520 (mm)

Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây:

i =

z1.n III 15.x c  [i] (III -7)

 i =25.157,5

25.119 = 1,32

Theo bảng 5 9 - tr 85 - tài liệu 1, ta có: [i] = 20

 i = 1,32 < [i] = 20, sự va đập của các mắt xích vào các răng trên

đĩa xích đảm bảo, không gây ra hiện tợng gẫy các răng và đứt mắt xích

Trong đó kf là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền:

Với: f = (0,01…0,02)a , ta lấy: f = 0,015.a = 0,015 1520 = 22,8 (mm);

kf = 4, ứng với trờng hợp bộ truyền nghiêng một góc dới 40oso với phơng nằm ngang;

 F0 = 9,81 4 5,5 1,52 = 328,05 (N)

52 = 631,02 (mm) Ta lấy d

2 = 631 (mm)  Đờng kính vòng đỉnh da1 và da2:

da1 = p[0,5 + cotg(/z1)] = 38,1 [0,5 + cotg(180o/25)] = 320,64 lấy da1 = 321 (mm)

da2 = p[0,5 + cotg(/z2)] = 38,1 [0,5 + cotg(180o/52)] = 648,92 lấy da2 = 649 (mm)

 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:

A - Diện tích chiếu của bản lề, mm2, theo bảng 5 12 - tr 87 - tài liệu 1,

ta có: A = 395 (mm2);

Thay các số liệu trên vào công thức (III -15), ta tính đợc:

- ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích 1:

Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là thộp 45 , phơng pháp nhiệt luyện

là tôi , ram (do đĩa bị động có số răng z2 = 52 và vận tốc xích v = 2,5 m/s < 3 m/s) đạt độ rắn là HB = 210 sẽ đảm bảo đợc độ bền tiếp xúc cho răng của hai đĩaxích

PHẦN IV :Thiết kế bộ truyền bánh răng TRỤ - RĂNG NGHIấNG

VI 1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiờng 1 cấp chịu công suấttrung bình, nhỏ (P dm dc = 3 Kw) , ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I Vật liệunhóm I là loại vật liệu có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng đợc thờng hóa hoặc tôi cảithiện Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện,

đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn Bên cạnh đó, cần chú ý rằng để tăngkhả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơnbánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị:

VI.2 Xác định ứng suất cho phép

- ứng suất tiếp xúc cho phép [H] và ứng suất uốn cho phép [F] đợc xác

định theo công thức sau:

[H] =

σ0Hlim

S H ZR .Zv KxH KHL (IV - 1)

[F] =

σ0Flim

S F YR Ys KxF KFC KFL (IV - 2)

 H

0 lim

và  F

0 lim

lần lợt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6 2 - tr 94 - tài liệu 1, với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350), ta có:

 H

0lim

= 2HB + 70 ; SH = 1,1 ;  F

0 lim

= 1,8HB ; SF = 1,75 ; Với SH , SF - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn;

Thay các kết quả trên vào các công thức, ta có:

= 1,8 HB1 = 1,8 250 = 504 MPa ;  F

0lim2

= 1,8 HB = 1,8 240 = 432 MPa ;

KFC - Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải,

KFC = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều) ;

KHL , KFL - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, đợc xác định theo các công thức:

NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;

NFO = 4 106 đối với tất cả các loại thép;

NHE , NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc:

NHE = 60.c ∑ (M i/Mmax)3n i t i

(IV - 6)

NFE = 60.c ∑ (M i/Mmax)m F n i t i (IV -7)

Trong đó:

c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;

ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút;

Mi - Mô men xoắn ở chế độ thứ i;

Mmax - Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;

ti - Tổng số giờ làm việc của bánh răng ti = 25000( giờ)

Nh vậy: NHE1 > NHO1 , NHE2 > NHO2 ;

NFE1 > NFO1 , NFE2 > NFO2

* ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải đợc xác định theo côngthức:

[H]max = 2,8ch (IV - 8) [F]max = 0,8ch (IV - 9)  [H1]max = 2,8 580 = 1624 Mpa;

2- Xỏc định đường kớnh vũng lăn của bánh răng nhỏ

Z2= u.Z1= 3.29= 87 (răng) Lấy Z2 = 87 (răng)

=> Tû sè truyÒn thực là: um = Z2/Z1 = 87/29 = 3

và góc nghiêng thực tế là:

cos =(29+87) 22.120 =0,97   = 14,07°

+) Chiều rộng vành răng:

bw = ba.aw = 0,35.120 = 42 mm +) Hệ số trựng khớp dọc là:

 = b w sin m π = 42 sin 14,07° 2 π 1,63>1Thoả món điều kiện trựng khớp

4- Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi tiếp xúc

Điều kiện đảm bảo độ bền tiếp xỳc là:

Ứng suất tiếp xỳc phải thoả món điều kiện sau:

H = ZM ZH Z

 

2 1

- ZM - Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp,

Theo bảng 6 5 - tr 96 - tài liệu 1, ta tìm đợc ZM = 274 Mpa1/3;

- ZH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của hỡnh dỏng bề mặt tiếp xỳc

ZH = √2 cos β b

- tw = t = arctg(tg/cos ) = arctg(tg20o/cos 14,07°) = 20,57o

α – gúc nghiờng profin gốc ,theo TCVN1045: α = 20°

- b : Gúc nghiờng trờn mặt trụ cơ sở; tg b = cos t tg 

=> tg b = cos 20,57o.tg 14,07o = 0,2346 => b = 13,21o

vậy ZH =√2 cos13,21 °sin ¿ ¿ ¿ = 1,72

- Z: Hệ số kể đến sự trựng khớp của răng được xỏc định dựa vào  như sau:

 = 1,63> 1 nờn ta cú Z = 1/εα (IV -12)

Trong đó:  - Hệ số trùng khớp ngang, đợc tính theo công thức:

 = [1 ,88−3,2(z11+

1

z2) ].cos (IV -13)  = [1,88−3,2(291 +

Vậy tra bảng 6-13, tài liệu 1ta được cấp chớnh xỏc 9

=> Tra bảng 6-14 tài liệu 1được KHα = 1,13

+ KHv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức:

Tra bảng 6-15 (Tr107 tài liệu 1) với HB < 350 , răng nghiờng

Zv = 1;

ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc, với Ra = 1,25…0,63

m, ta có: ZR = 1;

KxH - Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng, với đờng kính vòng đỉnh bánh răng da <700 mm, ta có: KxH = 1

 [H] = 536,37 1 1 1 = 536,37 (Mpa)

Vậy : H < [H]  thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc

5- Kiểm nghiệm độ bền mỏi uốn

Điều kiện bền uốn cho răng:

KF - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, theo bảng 6 7- tr 98- tài liệu 1, ta có: KF = 1,07;

KF - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

đồng thời ăn khớp, với bánh răng trụ răng nghiờng theo bảng 6 14- tr 107- tài liệu 1KF = 1,37;

KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức(tơng tự khi tính về tiếp xúc):

KFv = 1 +

1

F - Hệ số kể đến ảnh hởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6 15 - tr 107

- tài liệu 1, ta chọn F = 0,006

g0 - Hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch bớc răng, theo bảng 6 16 - tr

107 - tài liệu 1, với cấp chính xác 9, do mô đun bánh răng ứng với đến 3mm, ta chọn g0 = 73;

6- Kiểm nghiệm độ bền quá tải

+) Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc:

Hmax = H √Kbd với K

qt = Kbđ = 1,5 => Hmax =304,15.√14 = 359,88 < [H1]max =1624 Mpa, [H2]max =1260 Mpa+) Kiểm nghiệm quá tải uốn

F1max = F1.kqt 90,45.1,4 = 126,63 < [F1]max = 464 Mpa

F2max = F2.kqt = 85,77.1,4 = 120,08 < [F2]max = 360 Mpa

Vậy răng đảm bảo độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền mỏi uốn khi quá tải

7- Lùc t¸c dông trong bé truyÒn b¸nh r¨ng trô răng nghiªng

Trªn h×nh vÏ thÓ hiÞen lùc ph¸p tuyÕn Fn n»m trong mÆt ph¼ng ph¸p tuyÕn

w