THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

Mục lục.

trang

Lời nói đầu 2

PhầnI.Tính động học hệ dẫn động 3

I.Chọn động cơ 3

II.Phân phối tỷ số truyền 5

III.Tinh toán công suất,số vòng quay,mô men xoắn trên các trục 6

dẫn động IV.Bảng kết quả 7

PhầnII.Thiết kế chi tiết 7

I.Thiết kế bộ truyền 7

A.Thiết kế bộ truyền bánh răng 7

B.Thiết kế bộ truyền trục vít 16

C.Thiết kế bộ truyền xích 22

II.thiết kế trục, lựa chọn ổ lăn và khớp nối 26

A.Chọn khớp nối 26

B.Thiết kế trục 27

C.Chọn ổ lăn 45

PhầnIII.Thiết kế kết cấu 52

I.Kết cấu vỏ hộp 52

II.Kết cấu một số chi tiết 53

III.Bôi trơn, điều chỉnh, bảng dung sai 56

PhầnIV.Tài liệu tham khảo 59

Lời nói đầu

Môn học Chi tiết máy là một trong những môn cơ sở giúp cho sinh viên khoa cơ khí nói riêng và sinh viên khoa khác nói chung có một cách nhìn tổng quan về nên công nghiệp đang phát triển nh vũ bão Và là cơ sở

để học nhng môn nh dao cắt, công nghệ…

Thiết kế đồ án chi tiết là một việc rất quan trọng, từ đó sinh viên có cơ hội tổng kết lại những kiến thức lý thuyết và làm quen với việc thiết kế Trong nhà máy xí nghiệp sản xuất, khi cần vận chuyển vật liệu rời (khối hạt,bao gói) chủ yếu sử dụng các máy vận chuyển gián đoạn, các máy vận chuyển liên tục Khác với các máy vận chuyển gián đoạn, các thiết bị của máy vận chuyển liên tục có thể làm việc trong thời gian dài, chuyển vật liệu theo hớng đã định sẵn một cách liên tục có năng suất cao

và đợc ứng dụng rộng rãi khi cần vận chuyển vật liệu rời.Băng tải là một loại máy thờng đợc sử dụng khi vận chuyển các loại vật liệu nh : than đá, cát, sỏi, thóc…

Băng tải thờng đợc cấu tạo bởi ba bộ phận chính: Động cơ truyền lực

và mô men xoắn đến hộp giảm tốc tiếp đó đến băng tải Hộp giảm tốc ờng dùng cho băng tải là hộp giảm tốc bánh răng trụ một, hai cấp, bánh vít - trục vít, bánh răng - trục vít

th-u nhợc điểm băng tải: Băng tải cấth-u tạo đơn giản, bền, có khả năng vận chuyển vật liệu theo hớng nằm ngang, nằm nghiêng (hay kết hợp cả hai) với khoảng cách lớn, làm việc êm, năng suất tiêu hao không lớn Nhng băng tải còn có một số hạn chế nh: tốc độ vận chuyển không cao, độ nghiêng băng tải nhỏ(< 240) , không vận chuyển đợc theo hớng đờng cong

Để làm quen với việc đó em đợc giao Thiết kế dẫn động băng tải(xích tải),với những kiến thức đã học và sau một thời gian nnghiên cứu cùng với

sự giúp đỡ tận tình của thầy cô giáo,sự đóng góp trao đổi xây dựng của bạn bè.Em đã hoàn thành đợc đồ án đợc giao

Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế cha

nhiều nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót

Em rất mong đợc sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn thầy giáo

và bộ môn Cơ sở thiết kế máy để đồ án của em đợc hoàn thiện hơn

Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ,

là giai đoạn dầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy

Theo yêu cầu làm việc của thiết bị cần đợc dẫn động.Hệ dẫn động băng tải và đặc tính, phạm vi sử dụng của loại động cơ, ta chọn động cơ

ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc

Loại động cơ này có u điểm: kết cấu đơn giản, giá thành thấp, dễ bảo quản, làm việc tin cậy.Tuy nhiên loại này có nhợc điểm là hiệu suất và cos() thấp (so với động cơ đồng bộ), không điều chỉnh vận tốc đợc

Ta chọn sơ đồ khai triển hệ đãn động sau:

-uh lµ tØ sè truyÒn cña hép gi¶ tèc b¸nh r¨ng trôc vÝt:uh=4560

-ux lµ tØ sè truyÒn cña bé truyÒn xÝch: ux=25

VËy

u chmin u hmin.u xmin  2.45 90 

u chmax u hmax.uXmax 3.60 180.

II.Phân phối tỉ số truyền.

-Ta có tỉ số truyền trong hệ dẫn động cơ khí:

-Ta có công thức tổng quát liên hệ giữa mô men xoắn(T) và tốc độ quay nlà: 9,55.10 P6

P dc

1.Chọn vật liệu.

-Vì công suất trên bánh dẫn P=1,314 (KW) không quá lớn.Bộ truyền không có yêu cầu gì đặc biệt về vậy theo quan điểm thông nhất hoá và dựa vào bảng 6.1/91 ta chọn

+Bánh nhỏ làm bằng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=241285,có

2.1ứng suất tiếp xúc cho phép.

Công thức xác ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]và ứng suất tiếp xúc cho phép [σF]

NHE=60.C

i 1 Ti n t

i i Tmax

 3 5  33 760.1.1430.12000 1 0,7 77,59*10

NFE1≥ NFE2 ≥NEF0=4.106 →KFL1=1

-Thay l¹i c«ng thøc (II.4).Ta cã

MPa F

3.Xác định các thông số của bộ truyền.

Tính khoảng cách trục aw

-Vì là hộp giảm tốc nên thông số cơ bản là khoảng cách trục aw đợc xác

định nh sau

.1

 (I.6).Vì hai bánh răng ăn khớp ngoài.

+ka hệ số phụ thuộc vào vật liêu của cặp bánh răng và loại răng.vì là bánhrăng thẳng nên ta lấy ka=49,5 (bảng 6.5/94 TKHDDCK)

+T1 mô men xoắn trên trục bánh chủ động T1=3786,6[N.mm]

5.1.Kiểm nnghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

-ứng suất tiếp xúc đợc tính theo công thức

2 .1 ( 1)

+zM hệ số cơ tính vật liệu tra theo bảng 6.5/94 ta đơc zM=274(MPa)(1/3)

+zH hệ số kể dến hình dánng bề mặt tiếp xúc trrong bảng 6.12/104.với

w w1.1

5.2.Kiểm nghiệm về độ bền uốn.



+Tra ë b¶ng 6.13/104 H MAX =1260(MPa)

Hmax=309,4 1,7=403,4(MPa) Hmax=1260(MPa).

Tra bảng 6.14/105 F1 =446(MPa), F2 =360(MPa)

 Fmax 69,45.1,7 118,07( MPa)F1 max =446(MPa)

Fmax 65,35.1,7 111,1( MPa)F2 max =360(MPa)

*Vậy các điều kiện bền đợc thoả mãn

6.Bảng thống kê các thông số của bộ truyền bánh răng.

Thông số Kích thớc

1.Số răng Z1=30

Z2=602.Khoảng cách trục chia a=56,25mm

df2=72,04 mm7.Đờng kính cơ sở db1=28,19 mm

db2=70,477 mm8.Góc prôfin góc α=200

15.Góc nghiêng răng =00

17

→Ta chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh không thiếc và đồng thau

Cụ thể là dùng đồng thanh nhôm _sắt_niken.σpmh 10_4_4.TảI trọng là trung bình →chọn vật liệu làm trục vít là thép C45,tôi bề mặt đạt độ rắn HRC=45

2.Xác định ứng suất cho phép.

Vì bánh vít làm bằng đồng thanh có cơ tính thấp hơn nhiều so với trục vít bằng thép, nên để thiết kế chỉ cần sác định ứng tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép đối với vật liệu bánh vít.Ta tiến hành kiểm tra cho bánh vít

2.1ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H ].

-Vì bánh vít làm băng đồng thanh không thiếc nên [σH] đợc tra theo bảng 7.2/146.Với vận tốc trợt của trục vít đợc tính theo công thức

6109

3

.2

T KH q

3.2.Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít cua bộ truyền đợc thiết

kế phải thoả mãn điều kiện sau

170 .  2  3. 2,. .

aw2

10,21 2,58

tg tg

3.3.Kiểm nghiệm bánh vít về độ bền uốn.

-Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít ,ứng suất sinh ra tại chân răng bánh vít không đợc vợt quá giá trị cho phép

,1,4 2

+Ta có zV=z2/cos3γ=48/cos310,210=50,35

Dựa vao zV tra bảng 7.8/152 ta đợc YF=1,45

Thay lại công thức (II.10).Ta đợc

3.4.Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải.

Để tránh biến dạng d hoặc dính bề mặt răng, ứng suất tiếp xúc cực đại không đợc vợt quá giá trị cho phép

Để tránh biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít,ứng suất

uốn cực đại không đợc vợt quá 1 giá trị cho phép

Mà σF=19,8MPa),Kqt=1,7, [σFMAX]=480(MPa).

 Fmax 19,8.1,7 33,6( MPa) 480( MPa)

3.5.Bảng thống kê các thông số của bộ truyền.

Thông số Kích thớc

3.6.Tính nhiệt trong truyền động trục vít.

Để tránh nhiệt sinh ra trong bộ truyền trục vít quá lớn,thì nhiệt sinh ra trong hộp giảm tốc trục vít phải cân bằng với lợng nhiệt thoát đi

-Ta đi tính diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc(m2)

Công thức thiết kế

1000.(1 ) 10,7 1 0,3 0

p A

→[td]=900

+chọn t0=200

Vì vận tốc truyền động xích nhỏ,điều kiện làm việc chịu va đập nhẹ,tải

trọng nhỏ và hiệu suất của bộ truyền xích yêu cầu nâng cao nên ta chọn

xích ống con lăn

2.Xác định các thông số của bộ truyền xích.

2.1.Chọn số răng đĩa xích.

Sau khi tính toán hai bộ truyền bánh răng và trục vít ta tính chính xác lại

tỉ số truyền của xích u=2,5

Tra bảng 5.4/78 ta đợc z1=25(răng) →z2=u.z1=2,5.25=63(răng)

Ta thấy z1≥z1min=15(răng).z2z2max

2.2.Xác định bớc xích (t).

-Bớc xích t đợc chọn từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề tức là:áp suấp

p0 trên mặt tựa bản lề phải thoả mãn điều kiện

+Dựa vào bảng 5.10/86 ta tra đợc [s]=8,2.

Thay toàn bộ lại công thức ban đầu ta đợc

4.2Kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc của đĩa xích.

Ta chọn vật liệu làm đĩa xích nhỏ và lớn là cùng vật liệu.Trong quá trình làm việc bánh nhỏ dễ bị phá hỏng vì mòn hơn nên ta dựa vào ứng suất choPhép của đĩa nhỏ để chọn vật liệu.Để thoả mãn điều kiện bền thì

+E=2.E1.E2/(E1+E2)= 2,1.105 (MPa)

+A diện tích chiếu của bản lề tra bảng 5.12/85 ta đợc A=180(mm2)

Thay lại công thức ban đầu ta đợc

đợc độ bền tiếp xúc cho răng đĩa xích 1.Thoả mãn σH[σH]

-Kiểm nghiệm cho đĩa xích 2

11.Vật liệu thép C45 tôi cải thiện [σ]=500600(MPa)

II.Thiết kế trục,ổ lăn và khớp nối.

A.Chọn khớp nối.

1.Xác định các thông số của khớp nối.

Để truyền mô men từ trục của động cơ sang trục I ta dùng nối trục vòng

đàn hồi ,nối trục đợc lắp trên trục có mô men xoắn TI=3786,6 (N).Dựa vào bảng 16-10a/63-Q2 ta chọn đợc khớp nối

*Các thông số về kích thớc cơ bản của nối trục vòng đàn hồi :

2.Kiểm nghiệm khợp nội.

2.1.Kiểm nghiệm về Ẽờ bền dập cũa vòng Ẽần hổi.

ưể nội trừc thoả m·n về Ẽờ bề dập thỨ phảI thoả m·n Ẽiều kiện sau:

2.2.Kiểm nghiệm về Ẽờ bền uộn cũa chột.

ưể Ẽảm bảo về Ẽiều kiện bền uộn thỨ phải thoả m·n biểu thực sau

0 60ứ80 .

30,1 0

2.XÌc ẼÞnh lỳc tÌc dừng.

2.1SÈ Ẽổ biểu diễn cÌc lỳc tÌc dừng làn cÌc trừc (hỨnh 2)

2.2ườ lợn cũa cÌc lỳc nh sau

492,81 4

a.Đờng kính trục vào động cơ

-Trục đợc nối với động cơ thông qua khớp nối.Chọn sơ bộ đờng kính độngcơ theo công thức

2.2.Vẽ phác hoạ hộp giảm tốc với khoảng cách giữa các gối đỡ và

điểm đặt lực (hình 3).

Bản vẽ tờ 3(tờ phô tô)đã có

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

b.Trục trung gian

-Vì đờng kính sơ bộ của trục dII=12(mm).Tra bảng 10.2/187 chọn đợc chiều rộng ổ lăn b0=15(mm)

-Chiều dài may ơ bánh răng

-Chọn k1=12(mm),k2=12(mm),k3=15(mm),hn=18(mm).

-Ta cólII2=lmII2/2+k3+hn+b0/2=16/2+15+18+15/2=48,5(mm)

-Tổng chiều dài trục II

lII=lmII2/2+lII2+lII1+b0/2=16/2+48,5+150+15/2=214(mm)

-Chiều dài may ơ đĩa xích

lmIII3=(1,241,5) dIII=(1,241,5).33=39,6449,5(mm).chọn lmIII3=45(mm).-Khoảng cách từ ổ lăn 0 đến chi tiết quay số 1

lIII3=lIII1+0,5.(b0+lmIII3)+k3+hn=120+0,5.(21+45)+15+18=186(mm)

-Chiều dài của trục III là

lIII=lIII3+0,5(b0+lmIII3)=186+0,5.(21+45)=219(mm)

*Nhận xét để đảm bảo tính lắp gép của bộ truyền ta phải chọn

lI3=lII3=50(mm)

Vậy chọn lI3=50,lI1=120(mm)

4.Tính kiểm nghiệm trục.

4.1Trục I.(biểu đồ mô men và kết cấu trục trong hình 4).

4.1.1Chọn đờng kính sơ bộ các đoạn trục.

-Tính các phản lực tại các gối đỡi.Ta có các phơng trìmh sau

4.1.2Chọn then và kiểm nghiêm then.

a.Chọn then tại chỗ lắp bánh răng

Ta chọn then băng để lắp cho các trục.Dựa váo đờng kính d của các trục

sẽ chọn đợc kích thớc then nhất định theo bảng (9.1a)

*Chọn then

Đờng kính vòng chân bánh răng 1 df1=31,82(mm),mà đờng kính trục

dI3=30(mm) →df1-dI3-t2=31,82-30-t2=1,82-t2>>5.m=5.1,5=7,5(mm).Vậy

ta dùng then để cố định bánh răng trên trục

-Vì đoạn trục lắp bánh răng ta cần lắp then để truyền mô men xoắn,vì

dI3=30(mm),tra bảng 9.1a ta chọn then

r=0,32(mm).b=10(mm),h=8(mm),lthen=(0,8ữ0,9).34=27,2ữ30,6

Ta lấy lthen=29(mm)

+Chiều sâu rãnh then trên trục.t1=5(mm)

+chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=3,3(mm)

*Kiểm nghiệm then

Vậy then thoả mãn điều kiện bền.

b.Chọn then cho chỗ lắp khớp nối

Ta chọn then bằng để lắp cho các trục.Dựa váo đờng kính d của các trục

sẽ chọn đợc kích thớc then nhất định theo bảng (9.1a)

b=8mm, h=7mm, t1=4mm, t2=2,8mm, r=0,25mm.Chiều dài của then

dthen=(0,8ữ0,9).30=24ữ27mm,ta chọn lthen=25mm

+Chiều sâu rãnh then trên trục t1=4mm

+chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=2,8mm

Hình 4:Biểu đồ mô men và kết cấu trục I.

4.2Trục II(sơ đồbiểu diễn các lực hình5).

-Tính đờng kính các đoạn trục II.

Vì đờng kính trục sơ bộ dII=13(mm),vật liệu làm bằng thép C45,

Vậy để đảm bảo về độ bền và điều kiện kết cấu ta chọn :

dII2=25(mm),dII0=dII1=30(mm),dII3=35(mm)

4.2.2Chọn then và kiểm nghiệm then.

Ta chọn then băng để lắp cho trục.Dựa váo đờng kính d của các trục sẽ chọn đợc kích thớc then nhất định theo bảng (9.1a)

*Chän then.

Chç l¾p b¸nh r¨ng cÇn then v× dII2=20(mm).KÝch thíc cña then lµ:

r=0,16(mm),b=6(mm),h=6(mm),l=(0,8÷0,9).16=12,8÷14,4(mm)

Chän l=14(mm)

+chiÒu s©u r·nh then trªn trôc t1=3,5(mm)

+chiÒu s©u r·nh then trªn lç t2=2,8(mm)

*KiÓm nghiÖm then

TII dII d l h t d

Hình 5:Biểu đồ mô men và kết cấu trục II(trục vít)

4.3Trục III(trục ra).

-Tính đờng kính trục III.

Vì đờng kính sơ bộ dIII=33(mm),ta chọn đợc [σ]=55(MPa)

Vậy để đảm bảo điều kiện bền và kết cấu ta chọn:

dIII0=dIII1=50(mm),dIII2=55(mm),dIII3=60(mm).dGờ=65(mm)

4.3.2.Chọn và kiểm nghiệm then.

Ta chọn then băng để lắp cho trục.Dựa váo đờng kính d của các trục sẽ chọn đợc kích thớc then nhất định theo bảng (9.1a)

a.Vị trí lắp bánh vít

*Chọn then.

dIII2=55(mm) tra bảng 9.1a ta đợc then có kích thớc

r=0,25(mm),b=16(mm),h=10(mm),lt=(0,8ữ0,9).45=36ữ40,5(mm).Ta chọn lt=39(mm)

+Chiều sâu rãnh then trên trục t1=6(mm)

+Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=4,3(mm)

*Kiểm nghiệm then

TIII dIII d l h t d

2

III dIII

4.3.3Chọn sơ bộ kết cấu trục.

Kết cấu sơ bộ các đoạn trục nh đã vẽ trong hình 6.

4.3.4.Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

*Ta tiến hành kiểm nghiệm về độ bền uốn cho trục ra của hộp giảm

*Tại tiết diện lắp bánh vít có Mtđ=Max.

-Ta có max min

+ky hệ tăng bền của bề mặt trục.Tra bảng 10.9 ta chọn đợc ky=1,5

+Vì đoạn trục có then

*Tại tiết diện lắp ổ lăn 1.

+ky hệ tăng bền của bề mặt trục.Tra bảng 10.9 ta chọn đợc ky=1,5

+Vì đoạn trục không có then nên tra bảng 10.11/196 ta có ngay

k 3,05

  , k 2,23

 +Thay vào các công thức (III.6),(III.7) ta đợc

-Chọn cấp chính xac của ổ lăn là cấp 0.Chọn cả hai ổ 0 và 1 cùng 1 loại ổ.

1.3.Kiểm nghiệm ổ về khả năng tải động.

-Khả năng tả động Cd đợc tính theo công thức:

C d  Q L III.m ( 8)

-m bậc của đờng cong mỏi khi thử ổ lăn.Vì là ổ bi đỡ nên m=3

-L tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

60

610

+Ta có các phản lực tại gối

1.4.Kiểm nghiệm về khả năng tải tĩnh.

Điều kiện để đảm bảo khả năng tải tĩnh là:

QtCo

+Co khả năng tải tĩnh tra đợc Co=5,04

+Qt tải tĩnh quy ớc Qt=Fr=0,2628(KN)<Co=5,04(thoả mãn)

2.Chọn ổ lăn cho trục 2.

2.1.Chọn loại ổ.

-Dựa vào d0=30(mm).là trục để lắp bánh vít ,chịu lực dọc trục rất lớn nên

ổ 0 của trục II ta lắp ổ tuỳ động (ổ bi đỡ 1 dãy).còn gối đỡ số 1 ta lắp 2 ổ

đĩa côn đối nhau để hạn chế trục di chuyển dọc trục về cả hai phía

-Sơ đồ tính ổ nh dới hình vẽ sau

2.3.Kiểm nghiệm ổ lăn về khả năng tải động.

*Kiểm nghiệm gối 0

Để thoả mãn điều kiện về khả năng tải động thì

-Khả năng tả động Cd đợc tính theo công thức:

C d  Q.m L III( 8)

-m bậc của đờng cong mỏi khi thử ổ lăn.Vì là ổ bi đỡ nên m=3

-L tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

60

610

+Ta có các phản lực tại gối

Vậy điều kiện về khả năng tải động đợc thoả mãn

→Điều kiện về khả năng tải tĩnh cũng đợc thoả mãn

*Kiểm nghiệm gối 1 (ổ đũa côn 2 dãy)