Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải 2

thiet kế hệ thống dẫn động băng tải , thiết kế hộp giảm tốc,thiet kế hệ thống dẫn động băng tải , thiết kế hộp giảm tốc,thiet kế hệ thống dẫn động băng tải , thiết kế hộp giảm tốc,thiet kế hệ thống dẫn động băng tải , thiết kế hộp giảm tốc,thiet kế hệ thống dẫn động băng tải , thiết kế hộp giảm tốc,thiet kế hệ thống dẫn động băng tải , thiết kế hộp giảm tốc,

TRƯỜNG SĨ QUAN KỸ THUẬT QUÂN SỰ

KHOA KỸ THUẬT CƠ SỞ

-o0o -ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

TRƯỜNG SĨ QUAN KỸ THUẬT QUÂN SỰ

Ngành đào tạo: Tăng – Thiết giáp

Người hướng dẫn: Lê Văn Nhân Kí tên:

Thời gian phục vụ, L(năm)

Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ

MỤC LỤC

Trang

MỤC LỤC 4

LỜI NÓI ĐẦU 6

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHÔI TỶ SỐ TRUYỀN 7

1.1 Chọn động cơ 7

1.1.1 Chọn hiệu suất của hệ thống 11

1.1.2 Tính công suất tính toán 11

1.2 Phân phối tỷ số truyền 8

PHÂN 2 : THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 7

2.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng 11

2.1.1 Chọn vật liêu 11

2.1.2 Tính các ứng suất cho phép 11

2.2 Tính bộ truyền trục vít trong hộp giảm tốc 21

2.2.1 Thông số kỹ thuật của bộ truyền 21

2.2.2 Dụ đoán vận tốc trượt,chọn vật liệu 21

2.2.3 Xác định ứng suất cho phép 21

2.2.4 Tính thiết kế 22

2.2.5 Kiểm nghiệm đọ bền tiếp xúc 23

2.2.6 Kiểm nghiệm đọ bền uốn 24

2.2.7 Tính nhiệt lượng trong truyền động trục vít 24

PHẦN 3: THIẾT KẾ TRỤC – CHỌN THEN – KHỚP NỐI 28

3.1 Thiết kế trục 8

3.1.1 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục 28

3.1.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 29

3.1.3 Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền 30

3.2 Chọn then và kiểm nghiệm then 40

3.3 Tính kiểm nghiệm độ bền trục 40

3.3.1 Độ bền mỏi 40

3.3.2 Độ bền tĩnh 42

3.4 Tính toán nối trục 43

PHẦN 4 : TÍNH TOÁN VÀ CHỌN Ổ LĂN 45

4.1 Chọn ổ lăn cho trục 1 45

4.1.1 Chọn loại ổ 45

4.1.2 Kích thước và0 cấp chính xác của ổ 45

4.1.3 Kiểm nghiệm ổ về khả năng tải động 45

4.1.4 Kiểm nghiệm ổ về khả năng tải tĩnh 46

4.2 Chọn ổ lăn cho trục 2 47

4.2.1 Chọn loại ổ 47

4.2.2 Chọn kích thước và cấp chính xác ổ 47

4.2.3 Kiểm nghiệm ổ lăn về khả năng tải động 48

4.3 Chọn ổ lăn cho trục 3 51

4.3.1 Chọn loại ổ 51

4.3.2 Chọn kích thước và cấp chính xác ổ 52

4.3.3 Kiểm nghiệm ổ lăn về khả năng tải động 52

PHẦN 5: CHỌN CHI TIẾT PHỤ, THIẾT KẾ VỎ HỘP, BẢNG DUNG SAI 55

5.1 Kết cấu vỏ hộp 55

5.2 Kết cấc một số chi tiết 57

5.3 Bôi tron và điều chỉnh ăn khớp 60

5.4 Dung sai lắp ghép 61

PHẦN 6: TÀI LIỆU THAM KHẢO 63

LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong

cơ khí Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại.Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với học viên sĩ quan kỹ thuật.

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Cơ kỹ thuật, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật ; và giúp học viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các học viên có thể

bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ Cơ khí, đây là điều rất cần thiết với một học viên cơ khí động lực.

Chúng tôi chân thành cảm ơn thầy Lê Văn Nhân, các thầy trong khoa kỹ thuật cơ sở đã giúp đỡ chúng tôi rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, chúng tôi rất mong nhận được ý kiến từ thầy

Học viên thực hiện

Vũ Tiến Thành

PHẦN 1:XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN CHO HỆ DẪN ĐỘNG

1.1 Tính toán chọn động cơ điện

1.1.1 Chọn hiệu suất của hệ thống:

KN x tv br ol

η η η η η ηΣ =

=0,99.0,97.0,7.0,97.0,993 = 0,633

1.1.2 Tính công suất tính toán:

-Công suất trên xích tải: Plv = 1000

Fv

=

20000.0,31000

14,3239 vòng/phútChọn sơ bộ: Ungoàisb = Ux = 2,2

Uhộpsb = 90

K dn

T T

x hop hop tv br

6,25

9,02 0,99.0,7

Trục 1 :

2 1

9,02

9,39 0,99.0,97

2907

945,37 3,075

br

n n

945,37

31,51 30

tv

n n

lv

x

n n U

P T

Số vòng quay n

(vòng/phút) 2907 2907 945,37 31,51 14,3237Momen xoắn T

3. Kiểm tra xích về độ bền ( đối với xích bị quá tải)

4. Thiết kế kết cấu đĩa xích và xác định lực tác dụng lên trục

Thông số kĩ thuật:

P3 = 6,25 (kW)

n3 = 31,51 (vòng/phút)

ux = 2,2

1. Chọn loại xích: là xích ống con lăn

2. Chọn số răng đĩa xích, xác định bước xích theo chỉ tiêu về độ bền mòn và xácđịnh các thông số khác của xích và bộ truyền

Số răng đĩa xích dẫn theo công thức: z1 = 29 – 2u ≥ 19

Th«ng

Trục

t

Theo bảng 5.5[1] với n01=50

(vòng/phút), có bước xích p c =44,45mm

thỏa mãn điều kiện bền mòn:P t <[ ] 14,7P = kW

B.Thiết kế bộ truyền bánh răng.

Thông số ban đầu:

P1 = 9,49 (kW), n1= 2907 (vòng/phút), n2= 945,37 (vòng/phút),ux= 3,075

L = 3.8.220.7 = 36960 giờ

1.Chọn vật liệu.

Vì công suất trên bánh dẫn P = 9,49 (kW) không quá lớn.Bộ truyền không có yêu cầu gì đặc biệt về vật liệu Vậy theo quan

điểm thông nhất hoá trong thiết kế và dựa vào bảng 6.1[1] ta chọn

+Bánh nhỏ làm bằng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 241285, có σb1=850MPa, σch1=580MPa

+Bánh răng lớn cũng làm bằng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 192240, σb2=750MPa, σch2=450MPa

Thoả mãn điều kiện H1 ≥ H2+(1015)

2.Tính các ứng suất cho phép.

2.1 ứng suất tiếp xúc cho phép.

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

[σH]= (

o Hlim

σ

/SH).ZR.ZV.KxH.KHL [σF]=(

o Flim

σ

/SF).YR.YS KxF.KFL-Trong bớc tính thiết kế ta chọn sơ bộ

σ

/SH) KHL (2.1.1) [σF]=(

o Flim

σ

/SF) KFL (2.1.2) +

N HE =60.c ( / Σ T Ti ) n ti i

3 max

71,6.10

NEF1 ≥ NEF2 =119,5.107≥NEF0= 4.106 →KFL1=1.

-Thay l¹i c«ng thøc (2.1.2).Ta cã

1,75

414 1 236,57( ) 1,75

F

F

MPa MPa

TÝnh kho¶ng c¸ch trôc aw

- V× lµ hép gi¶m tèc nªn th«ng sè c¬ b¶n lµ kho¶ng c¸ch trôc aw

+ ka hệ số phụ thuộc vào vật liêu của cặp bánh răng và loại

răng.vì là bánh răng thẳng nên ta lấy ka = 49,5 (bảng 6.5[1]).+ T1 mô men xoắn trên trục bánh chủ động T1=30848 (MPa)

Z cosβ

5.1 Kiểm nnghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

- ứng suất tiếp xúc đợc tính theo công thức

b m

KHβ

kể đến sự phân bố tải trọng trên chiều rông vànhrăng.Tra bảng 6.7[1] đợc

.1

2.T H w w

Hv

H H

v b d K

K Kβ α

= +Tra bảng 6.15[1] có δH = 0,006.g0 = 47

1 1 .53.2907

+Đờng kính vòng đỉnh răng da1 < da2 = m.Z2+2.(1+x2)/m

=2.80+2.(1+0)/2

=81,5(mm) < 400(mm) →KXH =1

→[σH].ZR.ZV.KXH =481,82.0,95 1,047.1= 479,24(MPa) >

σH=468,13 (MPa)

Vởy điều kiện về độ bền tiếp xúc thoả mãn

5.2 Kiểm nghiệm về độ bền uốn.

+ YF1:hệ số dạng răng bánh 1.Tra bảng 6.18 [1] → YF1=3,88 Với số răng tơng đơng

.1

*Bánh răng 2

σF2 = σF1 YF2/YF1 Tra bảng 6.18[1] → YF2=3,61

→[σF2]=83,96.3,61/3,88=78,12 (MPa)

Có [σF2]=236,57(MPa)

→ [σF2].YR.YS.KxF=236,57.1.1,032.1=244 (MPa) > σF2=78,12 (MPa)

Vậy điều kiện bền uốn trên bánh răng 2 đợc thoả mãn

5.3 Kiểm nghiệm răng về quá tải.

- Đề phòng dạng d và gẫy răng thì

σHmax=σH Kqt ≤[ ]σH max

+Ta có

maxT

=468,13(MPa), K = =1

T

σ

+Tra ở bảng 6.13/104 [ ]σH max=1260(MPa)

→σHmax=486,13 1=486,13(MPa)≤[ ]σH max=1260(MPa)

Thoả mãn

- Để đề phòng dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng thicần có:

[ ] [ ]

[ ]σF1 max=446(MPa), [σF2]max=360(MPa)

→σF1max =83,96.1 83,96(= MPa)≤[ ]σF1 max=446(MPa)

σF1max =78,12.1 78,12(= MPa)≤[ ]σF2 max=360(MPa)

Vậy các điều kiện bền đợc thoả mãn

6.Bảng thống kê các thông số của bộ truyền bánh răng theo bảng 6.11[1]

2.Khoảng cách trục chia a= 0,5(d2+d1)= 106mm.3.Khoảng cách trục aw=106mm.

4.Đớng kính chia d1=mZ1/cosβ= 52mm

d2= mZ2/cosβ= 160mm.5.Đờng kính đỉnh răng da1= d1+2(1+x1-∆y)m =

56mm da2= d2+2(1+x2-∆y)m= 164mm

6.Đờng kính đáy răng df1=d1-(2,5-2x1)m =

47mm df2 = d2-(2,5-2x2)m= 155mm

7.Đờng kính cơ sở db1=d1cos α= 21 mm

db2= d2cos α=65 mm8.Góc prôfin góc Theo TCVN 1065-71, α =

200.9.Góc prôfin răng αt = α = 200

10.Góc ăn khớp αtw = 20 0

11.Hệ số trùng khớp ngang εα = 1,717

12.Hệ số dịch chỉnh x1 = 0mm, x2 = 0mm13.Chiều rộng răng bw1 = 31,8mm

bw2 = bw1-5 =26,8mm14.Tỉ số truyền u = 3,075

C.ThiÕt kÕ bé truyÒn trôc vÝt.

Th«ng sè ban ®Çu: P3 = 9,01 (kW), n2= 945,37 (vßng/phót), n3=31,51(vßng/phót), u2 = 30, T2 = 91119, T3 = 1894240

→Theo bảng 7.1[1] Ta chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh không thiếc và đồng thau Cụ thể là dùng đồng thanh nhôm _sắt_niken БpA ЖH 10_4_4 để chế tạo bánh vít Tải trọng là trung bình →chọn vật liệu làm trục vít là thép 45,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 xác định ứng tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép đối với vật liệu bánhvít.Ta tiến hành kiểm tra cho bánh vít

2.1 ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ].

-Vì bánh vít làm băng đồng thanh không thiếc nên [σH] đợc tra theo bảng 7.2[1].Với vận tốc trợt của trục vít đợc tính theo công thức

+[σF0] ứng duất uốn cho phép ứng với 106 chu kỳ.Vì trục vít

không tôi,bộ truyền quay 1 chiều, công thức 7.7[1]

T KH q

z1=2→z2=u.z1=30.2=60

Thoả mãn đìêu kiện 28<z2=60<80

+ q hệ số đờng kính trục vít.điều kiện 0,4≥q/2≥0,22.Chọn theo

điều kiện q≥0,26.z2= 0,25.60=15,6

Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 7.3[1].chọn q=16

+ T3 mô men xoắn trên trục bánh vít T3=1894240(N.mm)

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

aw2

2

3

22

1 1 0,82 1

190

KHβ = + ữ − =Dựa vào bảng 7.6[1] ta chọn đợc cấp chính xác gia công là cấp 8.Dựa vào bảng 7.7[1] ta chọn đợc KHV=1,2

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

Mà KF=KH=1.KFV=KHV=1,2→KF=1.1,2=1,2

+d2=m.z2=5.60=300(mm).Đờng kính vòng chia bánh vít

d1=qm=16.5=80mm

+b2 chiều rộng vành răng bánh vít.b2≥0,75

da1=0,75.m(q+2)=0,75.5.(16+2)=67,5.Chọn da1=70(mm)

+Ta có zV=z2/cos3γ=60/cos3 6,34=61,11

Dựa vao zV tra bảng 7.8[1] ta đợc YF=1,4

Thay lại công thức (3.3.1).Ta đợc

3.4 Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải.

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

=288 mm.

5.§êng kÝnh ngoµi cña b¸nh

vÝt

do z2=2 daM2=da2 +1,5m = 310 + 1,5.5=317,5mm

6.ChiÒu réng b¸nh vÝt b2=0,75 da1=0,75.90=67,5

mm

=5(60-2,4+0)=310mm

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

t CK P t p i i

β  ữữ

+Ktq hệ số toả nhiệt của phần bề mặt hộp đợc quạt.Ta chọn đợc Ktq=21.

+[td] nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu,vì trục vít đặt dới bánh vít →[td]=90 0

PhÇn 3: THIẾT KẾ TRỤC – CHỌN THEN – KHỚP NỐI - Ổ LĂN

 Trôc 2: n2= 945,37 (vßng/phót); P2 = 9,01 (kW); T2 = 91119 (N.mm)

 Trôc 3: n3= 31,51 (vßng/phót); P3 = 6,25 (kW); T3 = 18942 (N.mm)

1 k / 0,2[ ] 30848 / 0,2(12 20) 20 30

Chän d1 = 20mm

3 3

2 2 / 0,2[ ] 91119 / 0,2(12 20) 28 34

Chän d2 = 30mm

3 3

Chiều dài mayơ nửa khớp nối (nối trục vòng đàn hồi)

đờng kính trục 3 [ ].

0,1

tdi i

M d

5.2 Trôc 2 (trôc trung gian)

M d

5.3 Trôc 3 (trôc ra)

Trong mÆt ph¼ng xoz ta cã:

M d

Vậy để đảm bảo về độ bền và kết cấu lắp ghép ta chọn:d32=95(mm), d30=d31=90(mm), d33=70(mm),

Kết cấu sơ bộ các đoạn trục 3 (hình 3)

B Chọn then

1.Chọn then và kiểm nghiêm then (Trục 1)

a.Chọn then tại chỗ lắp bánh răng

Ta chọn then băng để lắp cho các trục Dựa vào đờng kính d củacác trục sẽ chọn đợc kích thớc then nhất định theo bảng 9.1a

* Chọn then

Đờng kính vòng chân bánh răng 1 df1 = 47(mm), mà đờng kínhtrục d13=25(mm) → df1-dI3-t2 = 47-25-t2= 22 -t2 >>5.m=5.2=10(mm).Vậy ta dùng then để cố định bánh răng trêntrục

- Vì đoạn trục lắp bánh răng ta cần lắp then để truyền mô menxoắn, vì d13=25(mm), tra bảng 9.1a ta chọn then

r =0,32(mm), b =18(mm), h =7(mm),

lthen=(0,8ữ0,9) lm13 =(0,8ữ0,9) 28= 22,4 ữ 25,2 mm

Ta lấy lthen=23(mm)

+ Chiều sâu rãnh then trên trục t1=4(mm)

+ Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=2,8(mm)

* Kiểm nghiệm then

Vậy then thoả mãn điều kiện bền.

b Chọn then cho chỗ lắp khớp nối

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

+ Chiều sâu rãnh then trên trục t1=3mm

+ Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=2,3mm

Vậy then thoả mãn điều kiện bền.

2 Chọn then và kiểm nghiệm then.(Trục 2)

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

+ Chiều sâu rãnh then trên trục t1=4(mm)

+ Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=2,8(mm)

*Kiểm nghiệm then

Vậy điều kiện về độ bền của then là thoả mãn.

3 Chọn then và kiểm nghiệm then.(Trục 3)

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

D32=75(mm) tra bảng 9.1a ta đợc then có kích thớc

b=22(mm), h=14(mm), lt=(0,8ữ0,9).150=120ữ135(mm).Ta chọn lt=130(mm)

+Chiều sâu rãnh then trên trục t1=9(mm)

+Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=3,8(mm)

*Kiểm nghiệm then

*Kiểm nghiệm then.

+Theo độ bền dập

3 ( )3

2

1

T1 =30848(N).Dựa vào bảng 16-10a[2] ta chọn đợc khớp nối

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

2 Kiểm nghiệm khớp nối.

2.1 Kiểm nghiệm về độ bền dập của vòng đàn hồi.

Để nối trục thoả mãn về độ bề dập thì phải thoả mãn điều kiện sau:

2.2 Kiểm nghiệm về độ bền uốn của chốt.

Để đảm bảo về điều kiện bền uốn thì phải thoả mãn biểu thứcsau

- 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

L h n

L=Trong hộp giảm tốc ta có Lh = 36960 giờ, n = 2907(vong/phút)

→

610

(triệu vòng)

- Q tải trọng động quy ớc

Q = X.V.Fr.Kt.Kđ (vì lực F a =0)

+ Khi tính ổ lăn ta chọn chiều của lực khớp nối Fx2 cùng chiều vớichiều của Fx3 vì nó tạo ra các phản lực tại các ổ lăn là max Vậychiều của khớp nối trong (tờ 4) là không đổi.

1.4 Kiểm nghiệm về khả năng tải tĩnh.

Điều kiện để đảm bảo khả năng tải tĩnh là:

Fr1 2

+ m bậc của đờng cong mỏi khi thử ổ lăn.Vì là ổ đũa côn nên m=10/3.

+ L tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

.60

610

L h n

L=

Trong hộp giảm tốc ta có Lh=36960 giờ; n=945,37(vòng/phút)

e = tgα = tg =

1

01,5 1,5 (12 ) 0,32

e = tgα = tg =

Q E = ∑Q i L i ∑L i

28 10/32310/3

Điều kiện tải động đợc thoả mãn

* Ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ đũa côn số 1

Fr =

Ta chọn ổ đũa chặn đỡ.Tra bảng 11.4[1] →X hệ số tải trọng hớng tâmX =1.

→Y hệ số tải trọng dọc trục

01,5 12 0,32

Y = tg =

→ =Q (1.1.2068 0,32.12941 1.1 6,2(+ ) = kN)

- Vì tải trọng tác dụng là tải trọng thay đổi nên tải trọng tơng

đơng đợc tính theo công thức