Đồ án chi tiết máy

Mở Đầu 1 Khái niệm: Hệ thống dẫn động tải là một hệ thống mà sử dụng công suất từ một động cơ truyền độngcho băng tải di chuyển thông qua một hộp giảm tốc để điều chỉnh vận tốc phù hợp ,

MỤC LỤC

A TÌM HIỂU HỆ TRUYỀN

ĐỘNG MÁY PHẦN I Mở Đầu

1) Khái niệm:

Hệ thống dẫn động tải là một hệ thống mà sử dụng công suất từ một động cơ truyền độngcho băng tải di chuyển thông qua một hộp giảm tốc để điều chỉnh vận tốc phù hợp ,với mục đích là biến chuyển động quay của trục tang trống băng tải thành chuyển động tịnh tiến của băng tải để di chuyển các sản phẩm hoặc các chi tiết trong một khâu của một dâychuyền sang khâu khác để tiếp tục gia công hoặc di chuyển sản phẩm sau khi ra khỏi dây chuyền để tiến hành đóng gói

2) Cấu tạo:

Gồm:

-Động cơ điện : cung cấp công suất cho hệ thống hoạt động

-Nối trục đàn hồi: nối giữa trục của động cơ với trục sơ cấp của hộp giảm tốc.Khi động

cơ hoạt động thì trục động cơ sẽ tăng tốc đột ngột ,nhờ nối trục có nhiệm vụ đàn hồi, giảm chấn mà trục sơ cấp sẽ có thời gian tăng tốc để bằng với tốc độ của trục động cơ để giúp trục sơ cấp hoạt động êm hơn

-Hộp giảm tốc: Thay đổi tỉ số truyền từ trục động cơ đến trục tang trống băng tải để có được vận tốc thích hợp

-Bộ truyền xích ống con lăn: Dùng để nối giữa trục thứ cấp hộp số với trục tang trống băng tải giúp băng tải di chuyển

-Băng tải: Trục băng tải chuyển động quay làm băng tải chuyển động tịnh tiến theo 1 chiều xác định để di chuyển sản phẩm

3) Nguyên lí hoạt động:

Hệ thống dẫn động băng tải sử dụng động cơ (1) làm nguồn cung cấp công suất cho hệ thống hoạt động ,qua nối trục (2) đàn hồi tới trục sơ cấp của hộp giảm tốc (3) tại hộp giảm tốc sẽ có nhiệm vụ thay đổi momen cũng như vận tốc quay để có được momen quay,vận tốc thích hợp tại đầu ra hộp giảm tốc là trục thứ cấp, công suất tiếp tục được truyền đến bộ truyền xích ống con lăn (4) làm quay trục tang trống băng tải từ đó làm cho băng tải (5) di chuyển tịnh tiến ,tại đó sẽ giúp ta đưa sản phẩm ra khỏi dây chuyền

4) /Ưu, nhược điểm:

(a)Ưu điểm:

-Phù hợp với mô hình sản xuất hàng loạt

-Tiết kiệm thời gian,nhân công lao động

-Làm việc hiệu quả

Hệ thống dẫn động băng tải được ứng dụng trong nhiều lĩnh vực như:

-Hệ thống dẫn động băng tải xi măng, cát đá…trong lĩnh vực xây dựng

-Hệ thống dẫn động băng tải trong lĩnh vực thực phẩm ,thức ăn gia súc, nước uống đóng chai

-Hệ thống dẫn động băng tải trong lĩnh vực chế tạo xe ôtô

-Hệ thống dẫn động băng tải trong lĩnh vực may mặc

PHẦN II Chọn Động Cơ Và Phân Bố Tỷ Số Truyền

Sơ đồ hệ thống

Hệ thống dẫn động gồm :

1. Động cơ điện

2. Bộ truyền đai thang

3. Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

• Thời gian phục vụ L : 8 (năm)

• Quay một chiều, làm việc hai ca, va đập nhẹ

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

• Chế độ tải :

1) Tính toán công suất cần thiết kế :

- Công suất công tác trên băng tải : (kW)

- Do tải trọng thay đồi theo bặc nên ta có :

(kW)

- Và là hiệu suất truyền động chung :

Trong đó :

=1 hiệu suất của khớp nối trục đàn hồi

=0,97 hiệu suất của bánh răng trụ

=0,95 hiệu suất của bộ truyền đai

=0,99 hiệu suất của ổ lăng



- Từ đây ta có được công suất động cơ : (kW)

2) Phân bố tỷ số truyền cho hệ thống :

- Chọn sơ bộ tỷ số truyền của hộ giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển là :

- Chọn sơ bộ tỷ số truyền của bộ truyền đai thang là :

Từ đây ta chọn tỷ số truyền chung sơ bộ là :

Do đó, dựa vào Bảng P1.3 sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí”

của “Trinh Chất - Lê Văn Uyển” ta chọn động cơ

Kiểu động cơ Công suất Vận tốc quay,

Chọn sơ bộ tỷ số truyền hộp giảm tốc

 Tỷ số truyền của bánh đai là :

Gọi : là tỷ số truyền của bánh răng cấp nhanh

: là tỷ số truyền của bánh răng cấp chậm

Với điều kiện :

Tra Bảng 3.1 trang 43 sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” ta được :

Tỷ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc là :

Tỷ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc là :

 Tỷ số truyền đai là :

5) Công suất động cơ trên các trục :

- Công suất trên trục III là : (kW)

- Công suất trên trục II là : : (kW)

- Công suất trên trục I là : (kW)

- Công suất trên trục động cơ là : (kW)

(a)Tốc độ quay trên các trục :

- Tốc độ quay trên trục I là : (vg/ph)

- Tốc độ quay trên trục II là : (vg/ph)

- Tốc độ quay trên trục III là : (vg/ph)

- Tốc độ quay trên trục công tác (xích tải) : (vg/ph)

(b)Tính moment xoắn trên các trục :

- Moment xoắn trên trục động cơ là :

PHẦN III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

- Các thông số ban đầu:

kW, ,

Theo Hình 4.1 sách “Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí” của “Trịnh Chất –Lê

Văn Uyển” ta chọn đai thang loại A

Nhỏ hơn vận tốc cho phép vmax = 25 (m/s)

- Theo công thức (4.2), với ε = 0.01 đường kính bánh đai lớn

(mm)

Theo tiêu chuẩn ta chọn (mm)

- Như vậy tỉ số truyền thực tế

- Tính toán sai lệch tỷ số truyền giữa thực tế và chọn :

2% <(34)% nên chấp nhận được

- Theo Bảng 4.14, với ta chọn u=4

Từ đây ta có tỷ số Suy ra khoảng cách trục a = 475 (mm)

- Theo công thức (4.4), ta chọn được chiều dài sơ bộ của dây đai :

(mm)

Theo Bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn l = 2000 (mm)

- Theo công thức 4.15, nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây

- Tính khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2000 (mm)

Với h=8 theo Bảng 4.13 => Thõa mãn

Vậy (mm) thỏa mãn điều kiện

- Tính góc ôm đai, theo công thức (4.7) ta có :

- Chiều rộng bánh đai, theo công thức (4.17) và Bảng 4.21 có =3,3; t=15; e= 10

PHẦN IV THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

- Công suất trên cấp nhanh của hộp giảm tốc chính là công suất trên trục I:

1) Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện

 Do không có yêu cầu đặc biệt cho hộp số nên ta chọn vật liệu cho 2 cấp bánhrăng giống nhau

Tra Bảng 6.1 ta chọn vật liệu cho bánh nhỏ là thép 45 tôi cải thiện đạt độ

rắn HB241÷285 có (Mpa) và (Mpa), đồng thời chọn vật liệu cho bánh lớn là thép

45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192÷240 có (Mpa) và (Mpa)

 Số chu kì làm việc cơ sở :

+Số chu kì làm việc tương đương:

Theo công thức 6.7 ta có:

Trong đó: C = 1 : Số lần tiếp xúc trong 1 vòng quay

i = 8*300*2*8= 38400 (giờ) : Tổng thời gian làm việc

Do đó

 , do đó

 Theo công thức 6.1a ta tính được sơ bộ ứng suất cho phép :

Với cấp nhanh dùng bánh răng trụ răng nghiêng nên ta được :

 Vì tải đặt 1 phía và bộ truyền quay 1 chiều nên ta được

Theo công thức 6.2a, ta có:

(a)Xác định sơ bộ khoảng cách trục,

theo công thức 6.15a ta có :

Ta chọn (mm) theo tiêu chuẩn Bảng 6.8

 Với bánh răng trụ răng nghiêng: chọn sơ bộ

 Số bánh răng nhỏ: Theo công thức 6.31:

(c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

 Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc theo công thức 6.33:

• Theo Bảng 6.5 thì ()

• Theo công thức 6.35:

• =>

Trong đó theo Bảng 6.15, ; theo Bảng 6.16,

Do đo, theo công thức 6.41, hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trên vùng ăn khớp:

Theo công thức 6.39, hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

 Ứng suất trên mặt răng làm việc theo công thức 6.33 là:

(MPa)

 Xác định chính xác ứng suất cho phép:

Trong đó với (m/s) < 5 (m/s)

Cấp chính xác động học là cấp 9, ta chọn cấp chính xác về tiếp xúc về mức 8.Khi đó cần gia công đạt độ nhám , do đó

Với , do đó theo công thức 6.1 và 6.1a ta có:

(MPa)

(d)Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

 Ứng suất sinh ra tại chân răng

Trong đó:

(N.mm)

Theo Bảng 6.7 (sơ đồ 3) với , theo Bảng 6.14 với (m/s), cấp chính xác 9 ta

 Đối với bánh răng trụ răng nghiêng ta được số răng tương đương:

Tra Bảng 6.18 với hệ số dịch chỉnh răng ta được

 Do đó ta được:

Vì => thỏa được điều kiện về độ bền uốn

(e) Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Theo công thức 6.48 ta có: với

(MPa) < (MPa)

Theo công thức 6.49 ta có ứng suất uốn cực đại:

(MPa) < (MPa)

(MPa) < (MPa)

=> Qua đó ta được bộ truyền đảm bảo độ bền quá tải

(f) Các thông số và kích thước bộ truyền

Bánh rănglớn

5) Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm:

(a) Xác định khoảng cách trục:

 Momen xoắn tác dụng lên bánh răng: (N.mm)

 Công suất trên trục: kW

(c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức 6.33 ta có:

Trong đó:

 (Tra Bảng 6.5 với vật liệu làm bánh nhỏ và bánh lớn đều là thép).

Ta được:

Với bánh răng thẳng dùng công thức 6.36a ta có :

Trong đó theo công thức 6.38b :

Theo công thức 6.1 với (m/s), ; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác

về cấp tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công độ nhám đạt

, do đó ; với (mm), , do đó theo công thức 6.1 và 6.1a ta có :

(MPa)

Như vậy => thõa mãn độ bền tiếp xúc

(d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Theo công thức 6.43 ta có :

 Tra Bảng 6.7 với ứng với sơ đồ 5 ta được

 Tra Bảng 6.14 với (m/s) và cấp chính xác 9 ta được

 Tra Bảng 6.15 với răng trụ răng thẳng có vát đầu răng, ta được

 Theo công thức 6.47 ta có:

Do đó :

Với :

Với :

 Số răng tương đương:

 Tra Bảng 6.18 với dịch chỉnh ta được và

Thay vào ta có:

Ta có : => thõa điều kiện độ bền uốn

(e) Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Theo công thức 6.48 ta có: với

Bánh rănglớn

PHẦN V THIẾT KẾ TRỤC

- Số liệu cho trước:

Công suất trên trục vào của hộp giảm tốc: P = 3,849 kW

Ta có sơ đồ phân tích lực chung như hình vẽ:

(b) Xác định sơ bộ đường kính trục.

Theo công thức 10.9, đường kính trục thứ k với k = 1 3

Thay số vào ta chọn sơ bộ đường kính trục như sau:

Đường kính trục thứ I là:

Chọn (mm)Đường kính trục thứ II là:

Chọn (mm)

Đường kính trục thứ III là:

Chọn (mm)

(Theo tiêu chuẩn trang 195)

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

Ta chọn sơ bộ chiều rộng của ổ lăn ,theo Bảng 10.2

 Ổ lăn trên trục I: b0 = 17 (mm)

Ổlăn trên trục II: b0 = 23 (mm)

Ổ lăn trên trục III: b0 = 27 (mm)

hn : Chiều cao nắp ổ và đầu bulông

Theo công thức 10.10 ta có chiều dài mayơ nối trục, bánh răng, đĩa xích:

Ta có momen tại bánh răng nghiêng : (MPa)

Sơ đồ đặt lực:

(a)Tính lực xét trong mặt phẳng yOz

(b) Đường kính các tiết diện nguy hiểm của trục I

• Tiết diện tại

(MPa)

(MPa)

(MPa)

Đường kính trên tiết diện C1 Theo công thức 10.17

Với tra trong Bảng 10.5 đường kính trục 30 (mm)

 (mm)

• Tiết diện tại

Momen tương đương tại tiết diện (Theo công thức 10.15)

Momen uốn tổng tại tiết diện 1 ( Theo công thức 10.16)

Đường kính trục tại tiết diện Theo công thức 10.17

Với tra trong Bảng 10.5 đường kính trục 30 (mm)

 (mm)

Xuất phát từ yêu cầu độ bền , lắp ghép , công nghệ và kết cấu, ta chọn đường kính cácđoạn trục như sau:

 Đường kính ngõng trục chỗ lắp với ổ lăn

 Đường kính của đoạn trục tại chỗ lắp bánh đai

 Đường kính ngõng trục chỗ lắp với bánh răng

(c) Chọn và tính kiểm nghiệm mối ghép then trên trục I

• Với đường kính trục tại vị trí lắp bánh đai ta chọn then bằng và tra Bảng 9.1a có các

kích thước như sau : b = 5 (mm), h =5 mm, t1 =3 (mm), t2 =2,3 (mm)

 Chiều dài then lắp bánh đai:

ltd = (0,8 ÷0,9).lm12 = (0,8 ÷0,9) 35 = 2831,5, chọn ltd = 30 (mm)

 Kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then :

Theo công thức 9.1 :

Theo công thức 9.2 :

Với: tải trọng va đập nhẹ, dạng lắp cố định, tra Bảng 9.5 ta có ứng suất dập và ứng suất

cắt cho phép của then : = 100 MPa;

Vậy : <[σd] và

Kết luận : mối ghép then thoả mãn cả điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt.

• Với đường kính trục tại vị trí lắp bánh răng có dC1= 30 (mm), ta chọn then bằng và tra

Bảng 9.1a có các kích thước như sau :

Với tải trọng va đập nhẹ, dạng lắp cố định, tra Bảng 9.5 ta có ứng suất dập và ứng suất

cắt cho phép của then : (MPa);

Vậy : <[σd] và

Kết luận : mối ghép then thoả mãn cả điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt

(d) Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Theo sơ đồ lực ta thấy tiết diên là tiết diện nguy hiểm nhất

Trục I thỏa mãn điều kiện bền mỏi khi theo công thức 10.19:

Với mục đích tăng độ cứng chọn Không cần kiểm nghiệm độ cứng của trục

Theo công thức 10.20 và 10.21 ta có:

: Giới hạn mỏi uốn (MPa) và ứng suất với chu kì đối xứng Vì trục là thép C45 : với

 ;

: Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện , ta có:

Với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng nên theo công thứ 10.22 ta có:Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động theo công thức10.23 ta có:

Với là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện của trục I, được xác định theo

:Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt ,Chọn Ky=1

Tại tiết diện lắp bánh răng ta có tỷ số và theo Bảng 10.11 với bề mặt trụ lắp có độ dôivới (MPa), chọn kiểu lắp k6 ta có:

Lại có là hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi

 tra Bảng 10.7 Chọn ,





Vậy

Kết luận :Trục I thỏa mãn điều kiện bền mỏi  Không cần kiểm tra trục về độ cứng

(e)Tính kiểm nghiệm trục I về độ bền tĩnh

Trục I thỏa mãn độ bền tĩnh khi (theo công thức 10.27)

Với trục I, tiết diện nguy hiểm ta có Tmax= 43086,39 (mm), Mmax=89062,875 (N.mm) ,(MPa) ,dC1= 30 (mm)

(theo công thức 10.28)

(theo công thức 10.29)

Kết luận : Trục I thỏa điều kiện bền tĩnh

5) Tính kiểm nghiệm kết cấu trục II

Ta có:

Ta có momen tại bánh răng nghiêng :

Sơ đồ đặt lực:

Xét trong mặt phẳng yOz :

Phương trình cân bằng lực và mômen:

Xét trong mặt phẳng xOz :





(a) Đường kính các tiết diện nguy hiểm của trục II

• Tiết diện tại

(MPa)

(MPa)

(MPa)

Đường kính trên tiết diện C2 Theo công thức 10.17

Với tra trong Bảng 10.5 đường kính trục 36 (mm)

Đường kính trên tiết diện E2 Theo công thức 10.17

Với tra trong Bảng 10.5 đường kính trục 36 (mm)

 (mm)

Xuất phát từ yêu cầu độ bền , lắp ghép , công nghệ và kết cấu, ta chọn đường kính cácđoạn trục như sau:

Đường kính ngõng trục chỗ lắp với ổ lăn dA2 =30 (mm) ;dB2= 30 (mm)

Đường kính ngõng trục chỗ lắp với bánh răng dE2= 40 (mm) ;dC2= 34 (mm)

(b)Chọn và tính kiểm nghiệm mối ghép then trên trục II

• Với đường kính trục tại vị trí lắp bánh răng nghiêng có dC2= 34( mm), ta chọn then

bằng và tra Bảng 9.1a có các kích thước như sau :

Với tải trọng va đập nhẹ, dạng lắp cố định, tra Bảng 9.5 ta có ứng suất dập và ứng suất

cắt cho phép của then : MPa;

Vậy : <[σd] và

Kết luận : mối ghép then thoả mãn cả điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt

• Với đường kính trục tại vị trí lắp bánh răng thẳng có dE2= 40( mm), ta chọn then

bằng và tra Bảng 9.1a có các kích thước như sau :

Theo công thức 9.2 :

Với tải trọng va đập nhẹ, dạng lắp cố định, tra Bảng 9.5 ta có ứng suất dập và ứng suất

cắt cho phép của then : MPa;

Vậy : <[σd] và

Kết luận : mối ghép then thoả mãn cả điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt

(c) Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Theo sơ đồ lực ta thấy tiết diên là tiết diện nguy hiểm nhất

Trục II thỏa mãn điều kiện bền mỏi khi theo công thức 10.19:

:Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện , ta có:

Với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng nên theo công thứ 10.22 ta có:Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động

Nên theo công thức 10.23 ta có:

Với là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện của trục II, được xác định theo

Bảng 10.6 với trục có 2 rãnh then, ta có:





Theo công thức 10.25 và 10.26 ta có :

Trong đó:

:Các trục được gia công trên máy tiện và tại các tiết diện nguy hiểm phải đạt , theo Bảng

10.8 chọn Kx = 1,06

:Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt ,Chọn Ky=1

Tại tiết diện lắp bánh răng ta có tỷ số và theo Bảng 10.11 với bề mặt trụ lắp có độ dôi

với (MPa), chọn kiểu lắp k6 ta có:

Lại có là hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi

Ta tra Bảng 10.7 Chọn ,





Vậy

Kết luận :-Trục II thỏa mãn điều kiện bền mỏi

_Do  Không cần kiểm tra trục về độ cứng

(d) Tính kiểm nghiệm trục II về độ bền tĩnh

Trục II thỏa mãn độ bền tĩnh khi (theo công thức 10.27)

Với trục II ,tiết diện nguy hiểm ta có: