THIẾT KẾ ĐỀ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Hệ thống truyền động cơ khí có một vai trò rất quan trọng trong nền kinh tế, nó được sử dụng rất nhiều trong sản xuất công nghiệp và phục vụ đời sống hằng ngày.

Lời nói đầu

Hệ thống truyền động cơ khí có một vai trò rất quan trọng trong nền kinh tế, nó được sử dụng rất nhiều trong sản xuất công nghiệp và phục vụ đời sống hằng ngày Được

học môn Đồ án thiết kế truyền động cơ khí để em tiếp xúc tìm hiểu đi vào thiết kế thực tế

một hệ thống truyền động cơ khí cũng là cơ hội để em củng cố lại kiến thức và học thêm phương pháp làm vệc khi tiến hành công việc thiết kế Tập thuyết minh này chỉ dừng lại ở việc thiết kế, chưa thực sự có tính tối ưu trong việc thiết kế các chi tiết máy, và chưa thực

sự mang tính kinh tế cao do kiến thức hạn chế của người thiết kế.Do lần đầu tiên làm đồ ánthiết kế nên chắc chắn không tránh khỏi những sai xót, hạn chế rất mong được sự thông cảm của quí thầy

Em xin cảm ơn các thầy cô trong bộ môn Công nghệ chế tạo máy đã tạo điều kiện cho em được học môn này Đặc biệt,em xin chân thành cảm ơn thầy Phạm Hùng Thắng đã

giúp em hoàn thành môn học này

Sinh viên thực hiện:

Nguyễn Đắc Thinh

TRƯỜNG ĐẠI HỌC NHA TRANG

KHOA CƠ KHÍ – BỘ MÔN CHẾ TẠO MÁY

- O 0 O

-THIẾT KẾ ĐỀ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Đề số 11 : Thiết kế hệ truyền dẫn cơ khí của hệ thống băng tải

theo sơ đồ sau

CÁC SÔ LIỆU CHO TRƯỚC :

PHẦN 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I Xác định công suất động cơ :

1 Công suất làm việc N lv:

Do tính chất tải trọng không thay đổi

Ta có : N lv= 1000PV = 11 , 446

1000

59 , 0 10 4 ,

 (kw) Trong đó : P = 19,4.103 - Lực vòng định mức trên tang ( N )

V = 0,59 - Vận tốc vòng băng tải ( m/s )

2 Công suất của động cơ N ycđc:

Xác định theo công thức :N ycđc=

đai= 0,96 Hiệu suất bộ truyền đai

br= 0,97 Hiệu suất một cặp bánh răng

98 , 02

2 1

1

2 1

k

i i

td (Do 2 cặp bánh răng này nhận công suất từ trục

II thông qua cặp bánh răng trụ thẳng nên: N1 N2 và chọn 0,98

kn 1 Hiệu suất khớp nối

bt= 0,88 Hiệu suất băng tải

ô = 0,99 Hiệu suất cặp ổ lăn.

Các giá trị của i được tra theo tiêu chuẩn (Bảng 1[1])

77,099,0.88,0.1.98,0.97,0.96

390 14 , 3

59 , 0 10

 ( v/ph )Trong đó :

V = 0,59 là vận tốc vòng băng tải ( m/s )

D = 390 là đường kính tang ( mm )

2 Tốc độ yêu cầu của động cơ n ycđc.

Là tốc độ quay của trục động cơ

ycđc

n = iht n lv

Với iht là số truyền chung của hệ thống

Tỉ số truyền trung bình của bộ truyền đai thang iđ 2  6

Hộp giảm tốc 2 cấp tách đôi có khả năng làm việc tốt với tỉ số truyền trong khoảng

N  N ycđc= 14,86 ( kw )

3.2 Chọn loại động cơ điện tiêu chuẩn :

Ta chọn động cơ thoả mãn 2 điều kiện sau :

đc

n 1427,166 ( v/ph ) vận tốc sơ bộ của động cơ

đm

N 14,86 ( kw )

 Ta chọn động cơ điện không đồng bộ roto kiểu lồng sóc mômem mở máy lớn,

sử dụng mạng điện công nghiệp 220v/380v mang số hiệu KĐ 72 – 4 có các thông số

kỹ thuật sau đây (tra bảng 3[1]):

3.3 Kiểm tra động cơ điện :

a) Kiểm tra thời gian khởi động t kd .

Theo điều kiện : t kd = t  ( 3 5 )giây.

M M

B A

kd đm m

đm m

3 ,

59,0.10.4,19.75,9

.75,

ma

n

V P

B = 87 , 6

25

1460 5 , 1 25

,

0

6 , 87 57 ,

Pmax = 19400 Lực căng trên dây cáp (N)

V = 059 Vận tốc kéo cáp trên tang (m\s)

N = 1460 Tốc độ động cơ (vòng\phút)

ht

 = 0,77 Hiệu suất hệ thống

GD2 = 1,5 Mômem bánh đà của động cơ (kgm2)

b) Kiểm tra mô men mở máy M m.

Theo điều kiện : M m> M c

Với M c là mô men cản ban đầu

3 3

10 65 , 3 5 , 37

1460

77 , 0 1460

59 , 0 10 4 , 19 5 , 36 5

( KW )

dm n

( v/ph )

cos

dm

m M

M

dm

ma M

(kg.m2

)

Trọnglượng(kg)

DK

72_4

4 Phân phối tỷ số truyền :

4.1 Tỷ số truyền :

Tỷ số truyền chung : i = 50 , 54

89 , 28

i h  là tỷ số truyền hộp giảm tôc

iđ là tỷ số truyền của bộ truyền động đai

- Chọn tỷ số truyền của truyền động đai i đ =2,6

Mà : iht = i đ i h 50 54  i h= 50,54/2,6 19,43

Hộp giảm tốc cấp chậm tách đôi chọn i  n i c= i h = 19 , 43  4 , 4 để đảm bảo cho các bánh răng của các cấp đều được ngâm dầu hợp lí (mức dầu ngập hết chiều cao răng nhưng không quá 1/3 bán kính vòng đỉnh răng)

1 N ycđc 

122944,

1486,14.99,0.96,0

13 122944 ,

14 99 , 0 97 , 0

13 1356226312

99 , 0 98 , 0

13 88 , 0 99 , 0 1

, 2

1460 1460

, 4

5 , 561

29 4 , 4

6 , 127

86 , 14 10 55 , 9

99 , 0 96 , 0 6 , 2

.

99 , 0 97 , 0 4 , 4

.

99 , 0 98 , 0 4 , 4

.

88 , 0 99 , 0 1

.

PHẦN 2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐỘNG

(ĐAI _ BÁNH RĂNG)

Thiết kế truyền động đai :

1 Chọn loại đai :

Đai hình thang là chi tiết được tiêu chuẩn hóa, chúng thường được chế tạo hàng loạt

từ vật liệu vải cao su theo chiều dài và tiết diện quy chuẩn Do vậy ta cần chọn được tiết diện đai cho hợp lí Chọn tiết diện đai có thể dựa vào vận tốc và công suất cần truyền, nhưng vì bước này giá trị đường kính bánh đai chưa được xác định nên giá trị vận tốc trượt ccaanf phải giả thiết trước Điều này đẫn đến không ít khó khăn khi thiết kế để giải quyết vấn đề này có thể chọn tiết diện đai thang theo giá trị mômem xoắn trên trục dẫn ( Tra bảng )

Ta có : Mx1 = 97200 N.mm Tra bảng ta chọn được tiết diện đai thang có các thông số sau :Loại

tiết

diện

Kích thước tiết diện Diện

tích tiết diện(mm2)

Chiều dài đai L (mm)

Đường kính bánh đai

Dmin (mm)

Mômemxoắn bánhdẫn Mx1 (N.m)

2 Xác định đường kính bánh đai :

Đường kính bánh đai nhỏ D1 = 200 (mm) (Theo bảng 18[1])

Kiểm nghiện vận tốc đai :

28,1510

.6

1460.200.10

 - Hệ số trượt (đối với đai thang   0,02)

Chọn đường kính bánh bị dẫn D2 = 500 theo tiêu chuẩn

Kiểm tra số vòng quay thực tế n*

32 , 572

= 1,9% Thỏa mãn điều kiện sai lệch x ( 3÷5)%

4 Xác định chính xác chiều dài L và khoảng cách trục A :

Tính chiều dài sơ bộ

4 , 2096 475

4

) 200 500 ( ) 500 200 ( 2 475 2 4

) (

) (

L sb sb

(mm)

Chọn chiều dài đai L = 2000 mm (Theo bảng 20[1])

Kiểm tra số vòng chạy của đai :

6,72000

.60

1460.200.14,360

50020014,320002

2005002

Chiều dài đai : L = 2000 (mm)

5 Kiểm nghiệm góc ôm trên bánh đai :

Theo điều kiện :

0 0 0 0

0 1 2

0

450

200500180

6 Xác định số đai cần thiết (z) :

Số đai z được xác định theo khả năng kéo của bộ truyền :

  15 , 28 230 1 , 51 0 , 9 0 , 85 0 , 86 4,3

86 , 14 1000

.

v p

Trong đó :

V = 15,28 Vận tốc đai (m\s)

p0 = 1,51 Ứng suất có ích cho phép của đai (N\mm2).(Tra bảng 21[1])

F =230 Diện tích tiết diện đai (mm2) (Tra bảng 17[1])

Ct = 0,9 Hệ số tải trọng động.(Tra bảng 12[1])

Cv = 0,85 Hệ số xét đén ảnh hưởng của vận tốc.(Tra bảng 23[1])

Cα = 0,86 Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của góc ôm.(Tra bảng 22[1]).

142sin.5.230.2,1.32sin

Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Truyền động bánh răng trụ được sử dụng rộng rãi trong các ngành chế tạo máy và

cơ khí Nó có các ưu điểm nổi bật như: Khả năng tải lớn, kích thước nhỏ gọn, hiệu suất cao, tỉ số truyền ổn định, làm việc tin cậy và tuổi thọ cao

-Các bộ truyền động bánh răng có các thông số kĩ thuật chủ yếu sau

- góc nghiêng cuả răng, bánh răng thẳng  = 0.

Trình tự thiết kế bộ truyền bánh răng kín tiêu chuẩn trong hộp giảm tốc

1. Chọn vật liệu chế tạo và phương pháp nhiệt luyện bánh răng

K  - hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc

Trong đó : N0 = 107 - số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc , xác định theo bảng 30[1]

td

N - số chu kì ứng suất tương đương

-Bánh răng chịu tải trọng tĩnh : N td = N = 60.u.n.t

Trong đó : u – là số lần ăn khớp của bánh răng trong 1 vòng quay ( u = 1 )

n - số vòng quay trong 1 phút của bánh răng

t - tổng số giờ vàm việc ( tuổi thọ ) của bánh răng

t = ( số giờ / 1ca )  ( số ca / 1 ngày )  ( số ngày làm việc / 1 năm )  số năm làm việc

= 6.1.260.7 = 10920 giờ

tx=txN0 K’

N2,6.HB.1

=2,6.220=572

b) Ứng suất uốn cho phép

Khi bánh răng quay 1 chiều :

K N u

.

).

6 , 1 4

10 5

N

83603520

10 5 6

6 ''

216 6 , 1





u

c) Ứng suất quá tải cho phép

Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép :

Vì HB  350  txqt2,5.txN0 :

+ Bánh 1 : txqt1 = 2,5.572 = 1430 ( N/mm2)

3 Chọn sơ bộ hệ số quá tải trọng K sb.

Chọn hệ số quá tải trong : K sb  1  , 3 1 , 5 Vậy ta chọn K sb1 K sb2  1 , 4

.

.

10 05 , 1 ).

1

(

n

N K i

6 , 127 35 , 0

12 , 14 4 , 1 494 4 10 05 , 1 ).

1 4 , 4

10.6

5,361.4,253.14,3.2)1.(

10.6

210

6

4 4

1 4

1 1

i

n A n

45 , 1 4 , 253

sb sb K K

8 Xác định mô đun , số răng , chiều rộng và góc nghiêng răng của bánh

4

3 , 256 2 ) 1 (

2

9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Kiểm tra theo công thức: u  u

b n Z m y

N K



.

10 1 , 19 2

95 5 , 361 19 5 38

,

0

12 , 14 45 , 1 10 1

4 100 80 80

84   y  y 

y

y

4 , 30 6 , 127 84 5 5122

,

0

56 , 13 45 , 1 10 1 , 19

10 Kiểm nghiệm bánh răng theo quá tải đột ngột

Theo điều kiện :

qt u

  . qt txqt

tx

txqt  K 

Trong đó: uvà txlà giá trị ứng suất uốn và tiếp xúc của bộ truyền tính theo tải trọng danh nghĩa(u đã xác định ở phần trên)

Ta có : 





 4 , 30 63

2 1

u u

.

1

.

10 05

,

1

n b

N K i

i A

12 , 14 45 , 1 1 4 , 4 4 , 4 3 , 256

10 05 ,

92 , 69 3 , 2 4 , 30

uqt

 ( N/mm2) < uqt2 184 ( N/mm2)  Thoả mãn

11.Xác định các thông số hình học của bộ truyền

Tên thông số Công thức xác định

Khoảng cách trục 5 257,5 256,3( )

2

94192

2

Z

Chiều cao răng h = 2,25.m = 2,25.5 = 11,25.5 (mm)

Chiều cao đầu răng hđ = m = 5 (mm)

Đường kính vòng

chân răng

Di1 = dc1 - 2mn – 2C = 82,5 (mm)

Di2 = dc2 - 2mn -2C = 407,5 (mm)Đường kính vòng

240185

2

22

d

M p

- Lực hướng tâm p r:

4 , 1840 20

5 , 5056

2

1 p p tg  tg 

N

K  - hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc

Trong đó : N0 = 107 - số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc , xác định theo bảng 30[1]

td

N - số chu kì ứng suất tương đương

-Bánh răng chịu tải trọng tĩnh : N td = N = 60.u.n.t

Trong đó : u – là số lần ăn khớp của bánh răng trong 1 vòng quay ( u = 1 )

n - số vòng quay trong 1 phút của bánh răng

t - tổng số giờ vàm việc ( tuổi thọ ) của bánh răng

t = ( số giờ / 1ca )  ( số ca / 1 ngày )  ( số ngày làm việc / 1 năm )  số năm làm việc

Bánh dẫn 1 Bánh bị dẫn 2

tx=txN0 K’

N2,6.HB.1

=2,6.220=572

tx=txN0 K’

N2,6.HB.1

=2,6.220=572

b Ứng suất uốn cho phép

- Khi bánh răng quay 1 chiều :

K N u

.

).

6 , 1 4

K N u

.

6 ,

10 5 6

6 ''

6 ''

N

K

Vậy ứng suất uốn cho phép là u:

  0 , 63 94 , 08

8 , 1 5

,

1

252 6

216 6 , 1





u

c Ứng suất quá tải cho phép

- Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép :

3 Chọn sơ bộ hệ số quá tải trọng K sb.

Chọn hệ số quá tải trong : K sb  1  , 3 1 , 5 Vậy ta chọn K sb1 K sb2  1 , 4

2 6

.

.

10 05 , 1 ).

3 , 1 29 12 4 , 0

12 , 14 4 , 1 494 4 10 05 , 1 ).

1 4 , 4

10.6

6,127.4,253.14,3.2)1.(

10.6

210

6

4 4

1 4



( m/s )

 Căn cứ vào V = 0,67 m/s tra bảng 31[1] chọn cấp chính xác chế tạo là cấp 9.

7 Xác định chính xác khoảnh cách trục A

- Xác định chính xác hệ số tải trọng K:

K = K tt K d

Vì : HB < 350 , V <15 (m/s ) , tải trọng tĩnh  K tt= 1-hệ số tập trung tải trọng

Chọn cấp chính xác chế tao 9  K d = 1,45 – hệ số tải trọng động tra bảng 33[1]

 Khoảng cách chính xác trục A = 273 , 9

4 , 1

45 , 1 8 , 270

sb sb K

4

274 2 cos

) 1 (

,05274.2

88202

cos  1 2m n      

A

Z Z

- Chiều rộng bánh răng b

b =  A.A = 0,4.274 = 109,6 ( mm )

Chọn b1 = 115 mm, b2 = 110 (mm)

9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Kiểm tra theo công thức: u  u

b n Z m y

N K





6

10 1 , 19

, với y là hệ số dạng răng(bảng 36[1]).Trong đó :

Bánh dẫn 1 Bánh dẫn 2

21 10 cos

20 25 20

21  y  y 

y

y

  94 , 08 77

6 , 1 115 6 , 127 20 5 3994

,

0

56 , 13 4 , 1 10 1 , 19 2

12 100 80 80

92   y  y 

y

y

6 , 53 29 88 5 5146 ,

0

58 , 13 4 , 1 10 1 , 19

10 Kiểm nghiệm bánh răng theo quá tải đột ngột

Theo điều kiện :

 uqt

qt u

Trong đó: uvà txlà giá trị ứng suất uốn và tiếp xúc của bộ truyền tính theo tải

trọng danh nghĩa(u đã xác định ở phần trên)

Ta có : 





 6 , 53 77

2 1

u u

.

1

.

10 05

,

1

n b

N K i

i A

10 05 ,

28 , 123 3 , 2 6 , 53

uqt

 ( N/mm2) < uqt2 184 ( N/mm2)  Thoả mãn

11.Xác định các thông số hình học của bộ truyền

Tên thông số Công thức xác định

Khoảng cách trục 5 274,17 273,9( )

2

88202

tx

txqt  K 

Mô đun ăn khớp pháp mn = 5

Chiều cao răng h = 2,25.m = 2,25.5 = 11,25.5 (mm)

Chiều cao đầu răng hđ = mn = 5 (mm)

5 20 cos

5 88 cos

Đường kính vòng

chân răng

Di1 = dc1 - 2mn – 2C = 89 (mm)

Di2 = dc2 - 2mn -2C = 434,3 (mm)Đường kính vòng

5 , 101

2.1014858 2

/ 2 2

d

M p

( N )

- Lực hướng tâm p r:

3695 10

cos

20 6 , 9998 cos

.

0

0 2

56 , 13 120

b Phác thảo kết cấu hộp giảm tốc.

- Các thống số cơ bản:

+ Khoảng cách từ chi tiết quay tới thành trong của hộp a = 10 mm

+ Khoảng cách giữa các chi tiết quay c = 10 mm

+ Chiều dày thân hộp  = 10 mm

+ Khoảng cách từ cạnh ổ tới thành trong của hộp l2= 5 mm

+ Chiều cao của lắp và đầu bu long l3= 20 mm

+ Khoảng cách từ lắp ổ tới mặt cạnh của chi tiêt quay ngoài hộp l4= 20 mm.+ Chiều dày phần may ơ lắp với trục l5  1 , 4 d  1 , 2 d sbIV  1 , 2 70  84mm.

c Xây dựng sơ đồ tính toán trục

- Trục II :

 Dựa vào sơ đồ phác thảo hộp giảm tốc ta vẽ được sơ đồ tính toán trục

 Xác định chiều dài trục và khoảng cách đặt các lực:

ltrục=1/2Bđai+l4+l3+B3+l23+a+b2+c+b1+c+b2+a+l23+1/2B3

( 5 ,

Giả sử các phản lực đặt tại B và D có chiều như hình vẽ trên:

Lấy mô mem đối với tại B và D:

) ( 25 , 2528

0

) ( 0

3 2

2 2

3

l l

l P R

l P l l R

0

) (

0

3 2

2 1 3

2 2

l l

l P l R R l

l R l P l R

Dy Dy

r đ

5952 N R

P R

R By  đ  r  D y 



 Sau khi tính toán được phản lực ta tiến hành vẽ biểu đồ nội lực theo phương

pháp mặt cắt (được biểu đồ như hình vẽ):

75,052461140981

1,0

75,0

1

,

2 2

2 3

2 2

75,004638561

,0

75,0

1

,

2 2

2 3

2 2

 Dựa vào sơ đồ phác thảo hộp giảm tốc ta vẽ được sơ đồ tính toán trục

 Xác định chiều dài trục và khoảng cách đặt các lực:

 Xác định phản lực tại gối đỡ A và E : Giả sử chiều các phản lực đặt tại A và E

như hình vẽ, ta viết phương trình cân băng mô mem tại A hoặc E:

0 )

.(

) (

l

l l l P l l P l

).(

).(

1Pr2

2 3 2 1 2 2 1

1 2 1

r r

l

l l l P l l P l

P

 2.1 1.(1 2) 2(1 2 3) 2774,8( )

Vậy chiều giả sử đúng

 Sau khi tính toán được phản lực ta tiến hành vẽ biểu đồ nội lực theo phương

pháp mặt cắt (được biểu đồ như hình vẽ):

75,03444762425255

1,0

75,0

1

,

2 2

2 3

2 2

- Tại B :

    0,1.50 46,7( )

507428

75,0709683448285

1,0

75,0

1

,

2 2

2 3

2 2

 Dựa vào sơ đồ phác thảo hộp giảm tốc ta vẽ được sơ đồ tính toán trục

 Xác định chiều dài trục và khoảng cách đặt các lực:

 Xác định phản lực tại ổ A và D:

Giả sử chiều phản lực tại ổ A và D đặt như hình vẽ:

truc Dy

c a r

c a r

2 ) ( 2

.

3 2 1 3

3 3 1

2( 1 2

l

l l P

) ( 3695

P y   Dy  Ay 

0

) (

 Sau khi tính toán được phản lực ta tiến hành vẽ biểu đồ nội lực theo phương

pháp mặt cắt (được biểu đồ như hình vẽ):

75,0849867812952

1,0

75,0

1

,

2 2

2 3

2 2

75,0949867812952

1,0

75,0

1

,

2 2

2 3

2 2

240183

2

240183

507428

2

.

mm N mm

N t

d

M

d x

507428

4467374

2

4467374

mm N b

b Kiểm nhiệm trục theo hệ số an toàn

 Hệ số an toàn được kiểm nghiệm theo điều kiện : n n n n  n

t n





2 2

t

t t

Trong đó:  1, 1- Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng có thể nhậngần đúng: ( 0 , 2 0 , 3 ) 0 , 3 800 240 ( / 2 ).

t   b  

).

/ ( 400 800 5 , 0 ) 5 , 0 4 , 0

 ,a- Biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện trục

Ở đây ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng

m

u

u a

W M

W ,W0 - Là mô men cản uốn và xoắn của tiết diện trục trụ tròn

Trục có khoét rãnh làm then dựa vào bxh, tra bảng 56[1] hoặc tính theo công thưc sau:

d

t d bt

d

W u

2

) ( 32

2 3

2

) ( 16

2 3

.2

)5,652(5,6.163252

0463856

2 3

2 2 2

W

M

4,92552424018352

.2

)5,652(5,6.1616

52

240183

2 3





 67 , 0 78 , 0





K K

Tra bảng 57,59[1]