ĐỒ án CHI TIẾT máy hop giam toc banh rang nghieng

Nhiệm vụ được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảmtốc bánh răng và bộ truyền xích.. Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc em đã sử dụng

KHOA CƠ KHÍ NGÀNH CƠ ĐIỆN TỬ

Lời nói đầu

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếutrong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với kỹ sư ngành chếtạo máy Đồ án môn học Chi tiết máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệthống hoá lại các kiến thức của các môn học như: Chi tiết máy, Sức bền vậtliệu, Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật đồng thời giúp sinh viên làmquen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ ántốt nghiệp sau này

Nhiệm vụ được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảmtốc bánh răng và bộ truyền xích Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thôngqua khớp nối tới hộp giảm tốc và sẽ truyền chuyển động tới băng tải

Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc

em đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau:

- Tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của PGS.TS - TrịnhChất và PGS.TS - Lê Văn Uyển

- Cơ sở thiết kế máy của TS – Nguyễn Hữu Lộc

- Dung sai và lắp ghép của GS.TS Ninh Đức Tốn

Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợpcòn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo cáctài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của em không thểtránh được những sai sót Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêmcủa các thầy trong bộ môn để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn vềnhững kiến thức đã học hỏi được

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt

là thầy Nguyễn Thanh Hùng đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo cho em hoànthành tốt nhiệm vụ được giao

Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn ! -@ -

PHẦN I: TÍNH TOÁN SƠ BỘ - CHỌN ĐỘNG CƠ –

PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I SƠ ĐỒ ĐỘNG

I II

5 Tang và băng tải

I, II, III lần lượt là các trục

II - Chọn động cơ :

Ta chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha vì những ưu điểm sau :

- Dễ sử dụng , rẻ dễ tìm, phù hợp với lưới điện sản xuất

- Để đạt hiệu quả kinh tế cao ta cần chọn động cơ có kích thước và công suất phù hợp

1/ Xác định công suất động cơ :

- Xác định công suất cần thiết :

Pct = [ CT 2.8 ] [ Tài liệu 1, trang 19 ]

Trong đó:

công suất cần thiết trên trục động cơ, kW

hiệu suất truyền động của toàn hệ thống

Vì đây là hệ thống đẫn động băng tải thuộc trường hợp tải trọng không thay

đổi nên :

[ CT 2.10 ]

[ Tài liệu 1, trang 20 ]

Với công suất tính toán , kW

công suất làm việc trên trục công tác , kW

Mà [ CT 2.11 ]

[ Tài liệu 1, trang 20 ]

Trong đó : lực kéo của băng tải ,

vận tốc của băng tải ,

Suy ra :

 Hiệu suất dẫn động :

Tra theo [ bảng 2.3, trang 19 ,tài liệu 1 ] ta chọn được hiệu suất của các bộ

Suy ra hiệu suất truyền động :

Suy ra công suất cần thiết động cơ điện :

Pct = =

2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ:

Gọi số vòng sơ bộ của động cơ là và là tỷ số truyền của toàn hệ thống

[ CT 2.18 ] [ Tài liệu 1, trang 21 ]

Mà

[ CT 2.16 ] [ Tài liệu 1, trang 21 ]

Trong đó : đường kính tang ,

vận tốc băng tải ,

số vòng quay trên trục công tác ( v / p )

Số vòng quay của trục công tác :

( vòng / phút )

Tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống :

Dựa vào [ bảng 2.4 trang 21, tài liệu 1 ]ta chọn được tỷ số truyền của các bộ

truyền như sau:

 Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp :

 Bộ truyền động xích:

Suy ra tỷ số truyền của hệ dẫn động :

Từ đó có được số vòng quay sơ bộ của động cơ:

( vòng / phút )Chọn số vòng quay sơ bộ là ( vòng / phút)

Dựa vào [ bảng phụ lục P 1.2 trang 235, tài liệu 1 ] ta chọn được động cơ có

thông số DK63-6

có và ( vòng / phút ) với các thông số sau :

; ; ;

III- Phân phối tỷ số truyền của hệ thống dẫn động :

 Tỷ số truyền của hệ thống:

[ CT 3.23 ] [ Tài liệu 1, trang 48 ]

Trong đó : số vòng quay của động cơ , ( vòng / phút )

số vòng quay của máy công tác , ( vòng/ phút )

Dựa vào [ bảng 2.4 ,trang 21 , tài liệu 1 ] ta chọn được :

 Tỷ số truyền của hộp giảm tốc :

[ CT 3.24 ] [ Tài liệu 1, trang 48 ]

Với tỷ số truyền của bộ truyền ngoài , tỷ số truyền của hệ thống ,

 = = 3,14 , chọn

IV

Xác định công suất , số vòng quay, moment xoắn trên từng trục :

 Xác định công suất :

Công suất trên trục động cơ :

 Công suất trên các trục :

 Trục 3 :

Bảng thống kê số liệu : Trục

1.1

.1 Chọn loại xích:

- Do điều kiện làm việc chịu va đập nhẹ, vận tốc truyền thấp và hiệu suất

của bộ truyền xích yêu cầu cao nên chọn loại xích ống con lăn.

[ CT 5.1 ] [ Tài liệu 1, trang 80 ]

Ta suy ra : răng

Với đối với xích con lăn

 Ta chọn xích con lăn cho bộ truyền xích

1.

1 3 Xác định bước xích:

Ta có:

= P.k.kz.kn [ CT 5.3 ] [ Tài liệu 1, trang 81 ]

Trong đó : kz hệ số răng

hệ số vòng quay

công suất tính toán ( kw )

P công suất truyền , 9,40 ( kw )

[P]công suất cho phép ( kw )

Chọn bộ truyền xích của băng tải là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số răng và

số vòng quay đĩa xích nhỏ nhất là:

và ( vòng/phút )

Do vậy ta tính được:

- Tính hệ số k :

[ CT 5.4 ] [ Tài liệu 1, trang 81 ] Tra theo[ bảng 5.6 trang 82, tài liệu 1] ta tìm được các hệ số thành phần sau :

Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền : ( đường tâm các đĩa xích làm với

phương nằm ngang một góc < 400 )

ka – Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích :

kđc – Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích : ( điều chỉnh bằngmột trong các đĩa xích )

kbt – Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn : ( bộ truyền ngoài làm việc trong môitrường không bụi )

Trong đó : ố lần va đập

số lần va đập cho phép, 1/s

Ta có được lần

Tra theo [ bảng 5.9 trang 85, tài liệu 1] với loại xích ống con lăn, bước xích

Suy ra :

Fv = 2,6.3,222 = 26,95 ( N )

 Tính lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra : F 0

[ CT 5.16 ] [ Tài liệu 1,trang 85 ]

Trong đó : hệ số phụ thuộc độ võng của xích ,

khoảng cách trục ,

khối lượng 1m xích,

Suy ra :

Do đó :

Tra theo [ bảng 5.10 trang 86 ,tài liệu 1 ] với ( vòng/phút ) và có bước xích (

mm ) ,ta được Hệ số an toàn cho phép

d1 đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ ( mm )

1.1.7 Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:

] [ CT 5.18 ] [ Tài liệu 1,trang 87 ]

Trong đó : hệ số tải trọng động:

hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy ,

( xích 1 dãy )

hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích,

Tra bảng ở [ trang 87, tài liệu 1] theo số răng răng ta được

diện tích chiếu của bản lề ( mm 2 ); tra bảng [5.12 trang 87, tài liệu 1 ] với và xích là một dãy ta được : ( mm2 )

lực vòng ( N ),

lực va đập trên m dãy xích: ( xích một dãy )

Ta có :

[ CT 5.19 ] [ Tài liệu 1,trang 87 ]

Tra theo [ bảng 5.11 trang 86, tài liệu 1 ],ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép

45 tôi , ram đạt độ rắn HRC 50 sẽ đạt được ứng suất tiếp cho phép [

1.

1 8 Xác định lực tác dụng lên trục:

[ CT 5.20 ] [ Tài liệu 1,trang 88 ]

Số răng đĩa xích nhỏ Z1 25 răng

Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ d1 202,66 ( mm )

Đường kính vòng chia đĩa xích lớn d2 808,64 ( mm )

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ da1 213,76 ( mm )

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn da2 820,94 ( mm )

Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ df1 186,6 ( mm )

Đường kính chân răng đĩa xích lớn df2 792,58 (mm)

Lực từ xích tác dụng lên trục Fr 3357,1375 (N)

CHƯƠNG 2 :

BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG NGHIÊNG TRONG

HỘP GIẢM TỐC 1 CẤP

2.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng nghiêng trong hộp giảm tốc 1 cấp :

Thông số cần thiết : vòng/phút ) ; (vòng/phút ) ; tỷ số truyền ( vòng/phút ) ;

1ca = giờ

2.1.1 Ưu điểm và nhược điểm của bộ truyền:

 Kích thước nhỏ, khả năng tải lớn

 Tỷ số truyền không thay đổi do không có hiện tượng trượt trơn

 Hiệu suất cao, có thể đạt từ

 Làm việc với vận tốc lớn ( đến ), công suất đến chục ngàn kw

 Tuổi thọ cao, làm việc với độ tin cậy cao ( giờ )

 Chế tạo tương đối phức tạp

 Đòi hỏi độ chính xác cao

 Có nhiều tiếng ồn khi vận tốc lớn

 So với bánh răng trụ răng thẳng thì bánh răng nghiêng có vài ưu

điểm:

Làm việc êm và không ồn

Cường độ tải trọng trên bánh răng nghiêng nhỏ hơn bánh răng thẳng

2.1.2 Chọn vật liệu:

Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện:

Bánh lớn: Thép 45 thường hóa:

2.1.3 Tính ứng suất tiếp xúc cho thép:

Dựa vào [ bảng 6.2, trang 94, tài liệu1], ta tính được ứng suất tiếp xúc cho

phép với số chu kỳ cơ sở:

[ [ CT 6.1a, trang 93 ]

Trong đó:

hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc.[ bảng 6.2, tài liệu 1], ta chọn được

KHL hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ

NHE số chu kỳ làm việc tương đương Vì bánh răng làm việc với chế độ tải

trọng và số vòng quay n không đổi nên NHE được xác định bằng công thức:

hệ số phụ thuộc vào loại vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.

6.5 trang 96, tài liệu 1 ], ta có

hệ số kể đến sự không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

Tra bảng [ 6.7 trang 98, tài liệu 1], ta chọn



 Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:

[ CT 6.15b, trang 96 ]

Với : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

Tra bảng [ 6.5, trang 96, tài liệu 1 ], ta có:

Với: răng



- Nhờ có góc nghiêng của răng, ở đây không cần dịch chỉnh để đảm bảo

khoảng cách trục cho trước; nói khác đi, dịch chỉnh bánh răng nghiêng chỉ

nhằm cải thiện chất lượng ăn khớp

1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bến tiếp xúc:

[ CT 6.33, trang 105 ]

Trong đó: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp Tra bảng

[ 6.5 trang 96, tài liệu 1 ], ta được

hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

[ CT 6.34, trang 105 ]

Với : góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

Tg [ CT 6.35, trang 105 ]

Với : hệ số kể đến sự không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.

Tra bảng [6.7, trang 98, tài liệu 1] , ta chọn

hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn

khớp, phu thuộc vào vận tốc vòng :

[ CT 6.40a trang 106 ]

 ( vòng/phút )

Dựa vào bảng [ 6.13 trang 106, tài liệu 1], ta có v 10 ( m/s )

 Chọn cấp chính xác 8, tra bảng [ 6.14, trang 107, tài liệu 1 ] với

( m/s )

hệ số đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tra bảng [ P 2.3,trang

250, tài liệu 1], với ( m/s ), ta chọn cấp chính xác 8 và hệ số

 Thỏa điều kiện bền tiếp xúc :

1.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

[ CT 6.2a, trang 93 ]

Trong đó: [ CT 6.4 trang 93 ]

Với: mF bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn; =>

NFO số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn ; NFO =

NFE số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

NFE = NHE = N = 60c.n [ CT 6,6, trang 93 ]

 NFE1 = NHE1 = 2,48 chu kỳ

 NFE2 = NHE2 = 7,89 chu kỳ



 Vì băng tải làm việc một chiều => bộ truyền quay một chiều , ta chọn

được K FC = 1 [ tài liệu 1, trang 93 ]

Tra bảng [ 6.1, trang 94, tài liệu 1 ], ta có công thức tính ứng suất uốn cho

phép với số chu kỳ cơ sở như nhau:

Tra bảng [ 6.7, trang 98 ] với

hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn

khớp khi tính về uốn Tra bảng [ 6.14, trang 107, tài liệu 1 ], với vận tốc vòng

v = 7,41( m/s ); cấp chính xác 8, => chọn

hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Tra bảng

[P2.3, trang 250, tài liệu 1 ], ta có

hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Suy ra ứng suất uốn sinh ra tại chân răng:

 Thỏa điều kiện bền uốn :

 Thỏa điều kiện bền uốn :

Ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép:

[ CT 6.48, trang 110 ]

Với:

[ CT 6.13, trang 95 ]

Tra bảng [ Phụ lục P1.2,trang 235 ] với động cơ DK63 - 6, ta có



vượt quá một giá trị cho phép:

Bảng 2.2 Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng nghiêng :

3.2.1Tính sơ bộ đường kính trục 1:

[ CT 10.4 ] [ Tài liệu 3,trang 344 ]

Trong đó : ứng suất xoắn cho phép , MPa, chọn

moment xoắn tác dụng lên trục ,

đường kính vòng tròn đi qua tâm các bu lông,

Suy ra :

3.2.3 Chọn kích thước dọc trục :

 Khoảng cách giữa các ổ trong hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp :

[ CT 10.5 ] [ Tài liệu 3,trang 345 ]

Trong đó : , ta chọn

khe hở giữa hộp giảm tốc và bánh răng trụ răng nghiêng

Tra theo [ bảng 10.2, trang 346, tài liệu 3 ], ta được 2 thông số còn lại :

khoảng cách từ khớp nối đến hộp giảm tốc, chọn

 

3.2.4 Tìm phản lực tại các vị trí :

26859Nmm

73570,5Nmm

30378,6Nmm 21491,1Nmm

Ray Rax

Fa1

Fr1

Ft1 Fkn

Fkn

Ray Rax

Rbx

Rby

Fa1 Fr1 Ft1

Giải hệ 2 phương trình ta được :

 Ta chọn chiều của ngược lại với chiều đã chọn trên

 Tiết diện nguy hiểm :

Theo biểu đồ moment thì tiết diện nguy hiểm là tại điểm B :

 Moment tương đương tại điểm B :

[ CT 10.14 ] [ Tài liệu 3,trang 350 ]

Trong đó: tương đương ,

suất uốn cho phép,

 ,  chọn

 Ứng suất uốn tai điểm nguy hiểm B :

[ CT 10.13 ] [ Tài liệu 3,trang 350 ]



 Thỏa điều kiện ứng suất uốn:

 Xác định chiều dài các đoạn trục :

Ta có :

Vì là hộp giảm tốc 1 cấp nên ta có các kích thước đoạn trục sau :

Trong đó : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay, chọn

khoảng cách từ mặt mút ổ dến thành trong của hộp ( lấy giá trị nhỏ khi bôi

trơn ổ bằng dầu trong hộp giảm tốc ), chọn

khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ , chọn

chiều cao nắp ổ và đầu bu lông, chọn

chiều rộng của ổ lăn trục 1 ,

khoảng cách công xôn trên trục 1 , mm

khoảng cách gối đỡ trên trục 1 , mm

Các khoảng cách trục tính được :

1.2.2 Kiểm nghiệm độ bền trục :

- Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn :

Vì là trục truyền nên ta có :

[ CT 10.18 ] [ Tài liệu 3,trang 351 ]

Trong đó : hệ số an toàn tính toán

hệ số an toàn cho phép , chọn

hệ số an toàn ứng suất uốn

hệ số an toàn ứng suất xoắn

 Tính hệ số an toàn của từng ứng suất :

 Ứng suất uốn :

[ CT 10.19 ] [ Tài liệu 3,trang 351 ]

 Ứng suất xoắn :

[ CT 10.20 ] [ Tài liệu 3.trang 351 ]

Trong đó : giới hạn mỏi của vật liệu

Theo [ công thức 10.21, trang 351, tài liệu 3 ] ta đươc :

Tra bảng [ 10.8, trang 355, tài liệu 3 ] ta tìm được 2 hệ số với

hệ số kích thước , tra bảng [ 10.3, trang 353, tài liệu 3 ] với đườn kính trục ,

ta được

 Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng :

[ CT 10.22 ] [ Tài liệu 3,trang 351 ]

Với moment uốn tương đương , Nmm

moment cản uốn , Nmm

 Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng khi trục quay 1 chiều :

[ CT 10.23 ] [ Tài liệu 3, trang 352 ]

Với moment xoắn trên trục , Nmm

moment cản xoắn , Nmm

 Trục có 1 then nên ứng suất cản uốn sẽ là

;

[ CT 10.25 ,tài liệu 3,trang 352 ]

Trong đó : chiều rộng then,

chiều sâu rãnh then ,

Suy ra :

Ta tính được các ứng suất sau :

hệ số tăng bền bề mặt , tra theo [ bảng 10.4 ,trang 353 ] ta chọn

hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi và phụ

thuộc vào cơ tính vật liệu , ta chọn

 Hệ số an toàn của ứng suất tại B :

 Hệ số an toàn của trục 1:

 Thỏa điều kiện kiểm nghiệm an toàn :

 Kiểm nghiệm trục theo độ bền tĩnh :

[ CT 10.27 ] [ Tài liệu 1,trang 200 ]

Trong đó :

[ CT 10.28 ] [ CT 10.29 ] [ CT 10.30 ] [ Tài liệu 1,trang 200 ]

Với

giới hạn chảy của vật liệu trục , MPa

moment xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải

moment uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải







 Độ bền tĩnh của trục 1 :

 Thỏa điều kiện bền tĩnh:

 Kiểm nghiệm trục theo độ cứng xoắn:

[ CT 10.36 ] [ Tài liệu 1,trang 202 ]

Trong đó :

[ CT 10.37 ] [ Tài liệu 1,trang 202 ]

Với : chiều sâu rãnh then ,

đường kính trục,

hệ số có giá trị , ( có 1 rãnh then )

góc xoắn cho phép , ( hộp giảm tốc )

mô đun đàn hồi trượt đối với thép ,

mô đun quán tính độc cực , ( mm )

chiều dài tính toán của trục,



 Độ xoắn của trục :

 Thỏa điều kiện về độ xoắn :