ĐỒ ÁN : thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

--o0o--LỜI MỞ ĐẦU Ngày nay các hệ thống dẫn động cơ khí được sử dụng rộng rãi trong các ngành công nghiệp và sản xuất đời sống.Vì thế tầm quan trọng của các hệ thống dẫn động cơ khí rất

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ ĐỒNG NAI KHOA ĐIỆN, ĐIỆN TỬ, CƠ KHÍ VÀ XÂY DỰNG

BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Giảng viên hướng dẫn : NGUYỄN HỘ

Sinh vin thực hiện: PHAN ĐÌNH QUANG NGUYỄN ĐỨC THÀNH

Lớp: …11CCD01…… Khố: …2011-2014

Đồng Nai, thng 07… năm 2013…

Cộng hịa x hội chủ nghĩa Việt Nam Độc lập – Tự do – Hạnh phúc o0o

NHIỆM VỤ ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

……… Ths Nguyễn Tuấn Hải Ths Lưu Hồng Quân

Bộ Giáo Dục và Đào Tạo

Trường Đại học Công Nghệ Đồng Nai

Khoa Điện, Điện Tử, Cơ Khí và Xây Dựng

Bộ môn Cơ Sở Thiết Kế Máy

o0o LỜI MỞ ĐẦU

Ngày nay các hệ thống dẫn động cơ khí được sử dụng rộng rãi trong các ngành công nghiệp và sản xuất đời sống.Vì thế tầm quan trọng của các hệ thống dẫn động cơ khí rất lớn và việc sản xuất ra các thiết bị này là một công việc tất yếu hiện nay

Đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí trong ngành cơ khí trong nhà trường là môn học giúp cho sinh viên ngành cơ khí vận dụng kiến thức đã học vào việc thiết kế một hệ thống truyền động cụ thể.Ngoài ra môn học này còn giúp sinh viên củng cố các kiến thức các môn học liên quan,vận dụng khả năng sáng tạo,tìm hiểu về các hệ thống,nắm vững các quá trình thiết kế để có thể vận dụng vào thiết kế các hệ thống cơ khí khác và hoàn thành tốt đồ án môn học này sẽ tạo điều kiện cho sinh viên thực hiện tốt luận án tốt nghiệp sau này

Trong quá trình thưc hiện đồ án môn học này,chúng em luôn được sự hướng dẫn của thầy cô trong các bộ môn trong khoa Điện,Điện tử ,Cơ khí và Xây dựng và đặc biệt thầy Nguyễn Hộ hoàn thành đồ án môn học này.Em xin cảm ơn sự giúp đỡcủa các thầy cô

NHẬN XÉT CỦA GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

NHẬN XT CỦA GIẢNG VIN PHẢN BIỆN

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

MỤC LỤC:

Trang

3 Phần 1: Giới thiệu chung về đồ án thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

1.1 Phân tích nhiệm vụ 4

1.2 Xác định các yêu cầu kỹ thuật 4

1.3 Nhiệm vụ phải làm 5

1.4 Lập kế hoạch thực hiện 5

1.5 Xây dựng các phương án thiết kế 7

Phần 2: Tính toán và thiết kế Chương I: Tính toán chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 8

I.1 Chọn động cơ 8

I.2 Phân phối tỉ số truyền 8

Chương II: Tính toán thiết kế các chi tiết truyền động 10

II.1 Thiết kế bộ truyền xích 10

II.2 Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng 13

II.3 Thiết kế Trục – Then – Khớp nối 27

II.3.1 Thiết kế Trục – Then 27

A Thiết kế trục 27

B Chọn then 37

II.3.2 Chọn khớp nối 39

II.4 Tính toán và chọn ổ lăn 40

II.5 Chọn các chi tiết phụ 44

II.6 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc 46

Bảng dung sai lắp ghép 47

Tài liệu kham khảo 48

TI LIỆU THAM KHẢO

1/Đặng Chất,Lê Văn Uyển-Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí(tập I và II) –NXB Giáo dục

2/ Nguyễn Hữu Lộc-Chi tiết máy-NXB đại học Quốc gia

3/ Trần Hữu Quế-Vẽ cơ khí(tập 1 và 2)-NXB Giáo dục

4/Nguyễn Thanh Nam-Phương pháp thiết kế kỹ thuật- NXB đại học Quốc gia.5/Ninh Đức Tốn,Nguyễn Thị Xuân Bảy-Dung sai lắp ghép và kỹ thuật đolường-NXB Giáo dục

*Gồm các yêu cầu sau:

+Xác định yêu cầu kỹ thuật

+Phân tích ý tưởng và chọn phương án thiết kế

+Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

+Tính tốn thiết kế các chi tiết(bộ truyền ngồi và hộp giảm tốc)

+Thiết kế kết cấu,vẽ phác

+Thực hiện bản vẽ lắp và bản vẽ chi tiết

+Tổng hợp đồ án và thuyết minh

1.2 Yêu cầu kỹ thuật:

-Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải gồm:

1 Động cơ điện 3 pha khơng đồng bộ

2 Hệ thống truyền động cơ khí

3 Tang chủ động của băng tải

*Số liệu ban đầu:

-Lực vịng trên băng tải:F = 3000(N)

Sơ đồ tải trọng

* Yêu cầu thiết kế:

+Kích thước nhỏ gọn,phù hợp với khơng gian làm việc.Đảm bảo sức bền.+Vận hành an tồn ,dễ sử dụng,sữa chữa,bảo trì lắp ráp …

+Thiết kế cĩ tính kinh tế, phù hợp với điều kiện sản xuất hiện cĩ.

1.3 Xây dựng các phương án thiết kế:

1.3.1 Ý tưởng thiết kế:

a Động cơ + bộ truyền trong + bộ phận công tác:Bộ truyền trong (kín) thường dùng hộp giảm tốc.

Ưu điểm:Các cơ cấu nằm trong nắp hộp được che kín nên tránh được bụi bẩn,hiệu suất làm việc cao

Khuyết điểm:Hộp giảm tốc lớn vì tỉ số truyền chỉ phân phối cho bộ truyền trong Nên bố trí cồng kềnh và đắt tiền

*Nhận xét:Không nên sử dụng bộ truyền trong để làm phương án truyền động

b Động cơ + bộ truyền ngoài + bộ phận công tác:Bộ truyền ngoài (hở): dùng

bộ truyền xích hoặc bộ truyền đai,bộ truyền động bánh răng rất ít dùng

*Nhận xét:Bộ truyền ngoài truyền chuyển động trực tiếp từ động cơ đến bộ phận công tác nhưng phương án này không phù hợp,bộ truyền ngoài có tuổi thọ kém,tỉ số truyền bị thay đổi khi quá tải.Không nên dùng bộ truyền ngoài trực tiếp

c Phối hợp: Động cơ + bộ truyền ngoài + bộ truyền trong + bộ phận công tác

Động cơ + bộ truyền trong + bộ truyền ngoài + bộ phận công tác

Ưu điểm:Hộp giảm tốc nhỏ gọn vì tỉ số truyền được phân phối đều cho cả bộ truyền trong và bộ truyền ngoài

*Nhận xét:Nên chọn phương án này làm phương án thiết kế

1.3.2 Xây dựng phương án thiết kế:

a Bộ truyền ngoài:

* Bộ truyền đai:

Ưu điểm:Có thể truyền giữa các trục ở khoảng cách xa (> 15m) Tính chất đànhồi cao,có thể trượt khi làm việc quá tải.Độ dẻo dai cao,truyền động êm nên làm việc không gây ồn,thích hợp truyền động lớn.Vận tốc truyền động của đai lớn.Kếtcấu đơn giản,không cần bôi trơn

Khuyết điểm:Phải căng đai trước khi làm việc,kích thước bộ truyền đai lớn.Tỉ

số truyền thay đổi được khi bị trượt đai.Tải trọng tác dụng lên các trục và ổ lớn (từ 2 đến 3 lần bánh răng).Tuổi thọ kém (từ 1000 đến 1500 giờ)

* Bộ truyền xích:

Ưu điểm:Không trượt,hiệu suất làm việc cao.Làm việc không phải căng xích,kích thước nhỏ hơn bộ truyền đai.Truyền động được nhờ sự ăn khớp giữa dây xích và bánh xích,có thể cùng lúc truyền chuyển động và công suất cho nhiềubánh xích bị dẫn.Có thể dùng bộ truyền xích để thay đổi tốc độ(tăng hoặc giảm tốc độ).Khả năng tải và hiệu suất làm việc cao hơn truyền động đai

Khuyết điểm:Bộ truyền xích làm việc ồn và gây tải trọng phụ.Phải kiểm tra hệthống bôi trơn thường xiêng.Khi bôi trơn không đảm bảo và môi trường làm việc nhiều bụi bẩn thì xích nhanh bị hư.Dễ bị mòn bánh xích,răng và bản lề,dễ đức xích khi làm việc quá tải

b Hộp giảm tốc:

* Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp dạng khai triển:

Ưu điểm:Kết cấu hộp giảm tốc đơn giản

Khuyết điểm:Bánh răng bố trí không đều trên các trục nên lực phân bố không đều.Kích thước hộp giảm tốc lớn

*Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục:

Ưu điểm:Kích thước hộp giảm tốc theo chiều dài nhỏ nên hộp giảm tốc này nhỏ hơn các loại khác.Làm việc chắc chắn.

Khuyết điểm:Hạn chế khả năng chọn phương án vì bố trí chiều ngang rộng Kết cấu hộp giảm tốc phức tạp,khó bôi trơn các ổ trong vỏ hộp.Khả năng tải cấp nhanh chưa dùng hết

*Hộp giảm tốc cấp chậm phân đôi:

Ưu điểm:Tải trọng phân bố đều trên các trục Sử dụng tối đa khả năng tải hai cặp bánh răng.Mô men xoắn trên các trục trung gian nhỏ chỉ bằng một nửa mô men xoắn cần truyền.Tập trung ứng suất ít hơn hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấpdạng khai triển do bánh răng và ổ bố trí đối xứng

Khuyết điểm:Cấu tạo hộp giảm tốc phức tạp do bánh răng cấp chậm lớn

Bề rộng hộp giảm tốc lớn

*Hộp giảm tốc bánh răng côn-trụ:

Ưu điểm:Truyền động được cho hai trục chéo nhau.Bố trí gọn hơn so với các hộp giảm tốc khác

Khuyết điểm:Ap lực phân bố không đều trên các răng.Hiệu suất truyền động kém (so với bộ truyền bánh răng trụ chỉ bằng 0,85).Kích thước bánh răng

lớn.Bánh răng côn khó chế tạo

1.4 Chọn phương án thiết kế:

* Chọn bộ truyền ngoài: Chọn bộ truyền xích làm phương án thiết kế bộ truyền ngoài.Vì kết cấu bộ truyền xích có kết cấu nhỏ gọn,vận tốc băng tải nhỏ nhưng lực kéo lớn thích hợp dùng bộ truyền xích

* Chọn hộp giảm tốc:Chọn hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục làm phương án thiết kế hộp giảm tốc.hộp giảm tốc này mục đính hạn chế về chiều dài

 Phương án thiết kế:Động cơ + hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục + bộ truyền xích + băng tải

*Sơ đồ động hệ dẫn động băng tải:

t T

10 55 , 9

t

t T

T T

n

2

6 10 55 , 9

t

t T

T v

Ptđ =

0 48 15

0 48 85 , 0 15 1 1000

1

uh- tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ,uh = 8  40

un- tỉ số truyền bộ truyền ngoài,un= ux = 2  5

sb ñc

n n

P P

Theo phụ lục P.1.3,tài liệu tính toán và thiết kế HTTĐCK-Đặng Chất-NXB

Giáo dục chọn động cơ 4A100L4Y3 với Pđc = 4 kW và nđc = 1420 vòng/phút,

I.2 Phân phối tỉ số truyền:

Tỉ số truyền chung của hệ:ut =

kW

P P

x ol

lv III 2 , 83

95 , 0 99 , 0

664 , 2

br ol

III

96 , 0 99 , 0

83 , 2

br ol

II

96 , 0 99 , 0

98 , 2





Tính tỉ số truyền trong hộp giảm tốc uh,chọn sơ bộ uh = 9 , 512

5 , 2

78 , 23

Vì hộp giảm tốc đồng trục:u1 = u2 = u = 3,084

Trong đó:u1,u2 là tỉ số truyền của cấp nhanh và cấp chậm

Số vòng quay các trục: n I n ñc  1420 vòng/phút

44 , 460 084 , 3

1420 1

, 3

44 , 460 2

, 2

29 , 149

4 10 55 , 9

10 55 ,

n

P

21117 1420

14 , 3 10 55 , 9

10 55 ,

n

P

61808 44

, 460

98 , 2 10 55 , 9

10 55 ,

n

P

181033 29

, 149

83 , 2 10 55 , 9

10 55 ,

n

P

426079 71

, 59

664 , 2 10 55 , 9

10 55 ,

Mô men xoắn T,Nmm 26901 21117 61808 181033 423079

Chương II Tính toán và thiết kế các chi tiết truyền động.

II.1 Thiết kế bộ truyền xích:

Số răng đĩa nhỏ : Z1 = 29 – 2.u  19

kc = 1,25 băng tải làm việc hai ca

kbt = 1,3 môi trường làm việc có bụi,bôi trơn đạt yêu cầu

 k = 1.1.1.1,2.1,25.1,3 = 1,95

kd hệ số phân bố không đều tải trọng,số dãy xích là 3 thì kd = 2,5

P = PIII = 2,83 (kW) công suất cần truyền

Công suất tính toán: Pt = 2,83.1,04.1,34.1,95/2,5 =3,08 kW

Tra bảng 5.5[1] với n01= 200 (vòng/phút) chọn bộ truyền xích 3 dãy có bước xích p = 19,05 (mm) thõa điều kiện bền mòn Pt <  P = 4,8 đồng thời tra bảng 5.8[1] ta có p < pmax

Z p

a

4

1 ) (

2

1

2 2

1 2 2 2

1 60

24 2

1 05 , 19

762

1 2 1

5 ,

Do vậy: a = a*- a = 752 mm

Số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây: i= z1.n1/(15.x)   i

Trong đó:  i số lần va đập cho phép,tra bảng 5.9[1] ta có  i = 35 1/s

Vậy S > S nên bộ truyền xích bảo đảm đủ bền

b Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

 H

d vñ

ñ t r

 1  0 , 47 (  ) /( ) 

Trong đó:H ứng suất tiếp xúc cho phép,tra bảng 5.11[1] H = 600 Mpa

E = 2,1.105 Mpa

A = 106 mm2 diện tích chiếu mặt tựa bản lề của con lăn

kd =2,5 dùng cho xích 3 dãy,hệ số tải trọng không đều

Chọn thép 45 tôi cải thiện có ứng suất tiếp cho phép H = 600 MPa và đạt

độ rắn HB210,bảo đảm độ bền tiếp xúc cho răng hai đĩa

4 Các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục:

Tra bảng 5.2[1] dI = 11,91 mm

Bánh răng lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB241 285(chọnHB255),tra bảng 6.1[1]ta có b2 = 850MPa, ch2 = 580MPa.

Hlim ứng suất tiếp xúc cho phép với số chu kỳ cơ sở

0

Flim ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở

Tra bảng 6.2[1] với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180…350

0

HLim= 2HB + 70(Mpa); SH =1,1; 0

Flim =1,8.HB(Mpa); SF =1,75Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:

Bánh răng nhỏ: 0

HLim1 = 2.260 +70 = 590 MPa

0 FLim1 = 1,8.260 = 468 MPa

Bánh răng lớn: 0

HLim2 = 2.255 + 70 = 580 MPa

0 FLim2 = 1,8.255 = 459 Mpa

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:NHO=30.H HB2.4

NHO1=30.(260)2.4=1,87.107

NHO2=30.(255)2.4=1,7.107

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất uốn:NFO=4.106

Số chu kỳ thay đổi khi thử ứng suất tương đương:

T

T

.

max

mF:bậc đường cong mỏi khi thử về uốn,mF =6 khi HB < 350

c:số lần tiếp xúc trong một vòng quay,c = 1

n:số vòng quay trong một phút

t :tổng số thời gian làm việc, t = 7.365.16 = 40880 giờ (làm việc 2 ca)

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương 2 bánh:

=>bánh răng trụ răng nghiêng:[H] =12 ([H]1+ [H]2 ) = 532 Mpa

Sơ bộ ta xác định được ứng suất uốn cho phép:[F]= 0

3

2 2

2 ] [

.

ba H

H

u

K T







(+): ứng với tiếp xúc ngoài

(-): Ứng với tiếp xúc trong

Bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài:aw1 = Ka.(u1+1)

3

2 2

2 ] [

.

ba H

H

u

K T







T2 mômen xoắn trên trục chủ động.T2 = 9,55.106.PII/nII = 61808 Nmm

Tra bảng 6.5[1]=>Ka = 43 :hệ số phụ thuộc vào vật liêụ của cặp bánh răng vàloại răng

Tra bảng 6.6[1]=> ba = 0,2

bd = 0,5.ba.(u1+1)= 0,5.0,2.(3,084 + 1) = 0,41

Tra bảng 6.7[1] theo sơ đồ 4 ta được KH = 1.05 :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính tiếp xúc

 aw1=43.(3,084 + 1).3

2 3 , 084 0 , 2 532

05 , 1 61808

c Kiểm nghiệm răng độ bền tiếp xúc:

Phép tính kiểm nghiệm nói chung khi đã biết mọi tham số của bộ truyền Ở đây yêu cầu với độ ổn định và đô chính xác cao nhất có thể các hệ số ảnh hưởng đến khả năng làm việt của bộ truyền.Nhờ vây mà ta có thể thay một vài thông số nếu cần thiết.

Ưng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:H = ZM.ZH.Z 2 21

2

)1.(

.2

w m w

m H

d u b

u K

cos 2

Z:Hệ số trùng khớp của bánh răng.Tra bảng 6.5[1] => ZM = 274 Mpa1/3

Do đó:ZH = 00

52 , 20 2 sin

70 , 12 cos 2

= 1,72

Z=  

1 = 0,58

1 = 1,3Trong đó:



= 60000

44 , 460 76 , 61



= 1,48 m/sTra bảng 6.13[1],cấp chính xác 9 vì bánh răng trụ nghiêng v< 2,5 m/s.Trabảng 6.14[1] chọn K H = 1,13

 H =  H.g0.v M

w

u a

 H hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp:Tra bảng 6.15[1] H = 0.002

Hệ số sai lệch các bước răng bánh 1 và 2:Tra bảng 6.16[1] =>g0 = 73 => H = 0,002.73.1,48 3126,08 = 1,38

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khitính về tiếp xúc:tra bảng 6.7[1]=>K H =1.05

Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:KHV =1+  



H H

w w H

K K T

d b

2

.

2

1 1

=> KHV = 1 + 21.61808,38.25.,12,.0561.,176,13 = 1,01

Hệ số khi tính tải trọng tiếp xúc:KH=K H K HV.K H= 1,05.1,01.1,13 = 1,19

Ưng suất tiếp xúc: H = ZM.ZH Z ( . . )

)1.(

2

2 1 1

1 2

w m w

H

d u b

u K

[H]

=>H = 274.1,72.1,3 25 , 2 3 , 08 61 , 76 2

) 1 08 , 3 (

19 , 1 61808

 [ '

H

 ] = 532.0,91.0,95.1 = 459 MPa

So sánh: [H' ] > H,do đó thoã mãn độ bền tiếp xúc

d Kiểm nghiệm độ bền uốn:

Để đảm bảo uốn cho răng.Ứng suất sinh ra tại chân răng không vượt quá một giá trị cho phép.

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

F

.

2

1

1 2

1

F F F

Y

Y



 [F2]

Trong đó:

Y:hệ số trùng khớp của răng:Y = 1/ = 1/1,65 = 0,60

Y:hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Y =1 -  0 /140 = 0,903

KF=KFB.KF.KFv hệ số tải trọng khi tính uốn.

KFB: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vànhrăng,tra bảng 6.7[1]:KFB = 1,12

KF:hệ số sự phân bố không đều tải trọng bánh răng nghiêng,KF=1,37

KFv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khơp

W F

K K T d b

2

[ ' 1

F

 ] = [F1].YR.YS.KxF

[ ' 2

YR = 1 hệ số ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng

KxF hệ số kích thước bánh răng xét đến độ bền uốn,do da < 400 mm nên KxF

Vậy bánh răng bảo đảm độ bền uốn.

e Kiểm nghiệm quá tải:

Khi mở máy hay hãm … bánh răng có thể bị quá tải do đó cần kiểm nghiệm quá tải để tránh biến dạng dư hoặc biến dạng lớp bề mặt, ứng suất cực đại Max

không vượt quá một giá trị cho phép:

Hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1,6

T: momen xoắn danh nghia

Tmax: momen xoắn quá tải

Để tránh dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt thì Hmax = H K qt <[H]max

=>Vậy bánh răng bảo đảm được về quá tải cho phép

g Các thông số của bộ truyền bộ truyền cấp chậm:

Khoảng cách trục:aw1 = 126 mm Tỷ số truyền:u1 = 3,52

Môđun:m = 3 Góc nghiêng:  = 13,530

Chiều rộng vành răng: bw1 = 25,2 mm

Số răng bánh răng: z1 = 24 ; z2 = 74 Hệ số dịch chỉnh:x1 = x2 = 0 mm.Đường kính vòng chia: d1 = 145,94 mm; d2 = 363,99 mm

3

1 2

1 ] [

.

ba H

H

u

K T







(+): ứng với tiếp xúc ngoài

(-): Ứng với tiếp xúc trong

Bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài:aw2 = Ka.(u1+1)

3

1 2 1 ] [

.

ba H

H

u

K T

05 , 1 21117

= 125,96 mm

Chọn tiêu chuẩn aw1 = aw2 =126 mm

b Xác định thông số ăn khớp:

Chọn m=(0,01…0,02)aw1 = (0,01…0,02).126 = 1,26…2,52 mm