Đồ án cơ sở thiết kế máy Hutech (Phương án IIb)

Đồ án cơ sở thiết kế máy Hutech (Phương án IIb) Một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Mà cốt lõi trong cơ khí là thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động. Vì vậy hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào trong tính toán thiết kế hệ thống truyền động là yêu cầu cần thiết đối với mỗi sinh viên, kỹ sư cơ khí để góp phần hiện đại hóa đất nước. Thông qua đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp sinh viên được hệ thống lại các kiến thức đã học trong các môn như Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật,... Giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế các chi tiết máy như thiết kế các bộ truyền, thiết kế trục, chọn then, chọn ổ lăn…. và hiểu hơn về các dung sai kích thước lắp ghép, bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ cơ khí…., từng bước giúp sinh viên làm quen với công việc thiết kế và nghề nghiệp của mình sau này. Nội dung bài thuyết minh của em là thiết kế hệ thống dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc khai triển hai cấp và bộ truyền xích. Hệ được dẫn động bằng một động cơ điện thông qua khớp nối, hộp giảm tốc và bộ truyền xích truyền động đến băng tải. Em chân thành cảm ơn các thầy cô, đặc biệt là thầy Dương Đăng Danh cùng các bạn trong khoa đã tận tình giúp đỡ, hướng dẫn, và góp ý để em có thể hoàn thành đồ án môn học này.

Trang 1

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ TP.HCM

KHOA CƠ - ĐIỆN - ĐIỆN TỬ

I – Thiết kế trạm dẫn động cho băng tải theo

thứ tự sơ đồ truyền động như sau:

1 Động cơ điện

2 Khớp nối

3 Hộp giảm tốc bánh răng côn

4 Cặp bánh răng hở hình trụ

5 Tang và băng tải

II – Các số liệu ban đầu:

- Lực kéo băng tải P (N): 6300 (N)

- Vận tốc băng tải V (m/s): 0.74 (m/s)

- Đường kính tang D (mm): 200 (mm)

- Thời hạn phục vụ 5 năm

- Sai số cho phép về tỉ số truyền i = (2 ÷3)%

- Băng tải làm việc một chiều, Số ca làm việc là 2 ca, tải trọng thay đổi không đáng kể, mỗi năm làm việc 300 ngày

III Nhiệm vụ:

1 Lập sơ đồ động để thiết kế, tính toán

2 Một bản thuyết minh để tính toán

3 Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc khổ giấy A0

4 Nộp File điện tử (thuyết minh word và bản vẽ AutoCAD 2007) qua Email cho

GVHD trước ngày bảo vệ (Điều kiện bắt buộc để có điểm quá trình)

4 5

v

SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182

Trang 2

Giáo viên hướng dẫn: Dương Đăng Danh Ngày giao đề: 08/03/2017

MỤC LỤC

Trang

Trang 3

Lời nói đầu

Một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại Mà cốt lõi trong cơ khí là thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động Vì vậy hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào trong tính toán thiết kế hệ thống truyền động là yêu cầu cần thiết đối với mỗi sinh viên, kỹ sư cơ khí để góp phần hiện đại hóa đất nước

Thông qua đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp sinh viên được hệ thống lại các kiến thức đã học trong các môn như Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật, Giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế các chi tiết máy như thiết kế các bộ truyền, thiết kế trục, chọn then, chọn ổ lăn… và hiểu hơn về các dung sai kích thước lắp ghép, bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ cơ khí…., từng bước giúp sinh viên làm quen với công việc thiết kế và nghề nghiệp của mình sau này

Nội dung bài thuyết minh của em là thiết kế hệ thống dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc khai triển hai cấp và bộ truyền xích Hệ được dẫn động bằng một động cơ điện thông qua khớp nối, hộp giảm tốc và bộ truyền xích truyền động đến băng tải

Em chân thành cảm ơn các thầy cô, đặc biệt là thầy Dương Đăng Danh cùng

các bạn trong khoa đã tận tình giúp đỡ, hướng dẫn, và góp ý để em có thể hoàn thành đồ

án môn học này

Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, tổng hợp với một lượng lớn kiến thức, và hiểu biết còn hạn chế nên thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mong nhận được thêm nhiều sự góp ý và giúp đỡ từ thầy cô và các bạn

Sinh viên thực hiện

Nguyễn Thanh Trúc

Trang 4

PHẦN I: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ

VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1 Xác định công suất trên trục động cơ:

Gọi là công suất tính toán trên trục máy công tác (KW)

là công suất động cơ (KW)

η là hiệu suất truyền động

Ta có công thức:

ct P P

ct

Lại có:

– Hiệu suất khớp nối

– Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn

– Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

– Hiệu suất của một cặp ổ lăn

1.2 Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện:

* Số vòng quay trên trục công tác:

Ta có:

(60.10 ) (60.10 ).0,74

70,7 3,14.200

lv

v n

* Số vòng quay sơ bộ trên động cơ:

Ta có: vòng/phútSVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182

Trang 5

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là: 1000 vòng/phút

1.3 Chọn động cơ:

Động cơ thỏa mãn:

Tra bảng P1.3 tài liệu [1] ta chọn:

Động cơ: 4A132S6Y3

* Tỷ số truyền chung của hệ truyền dẫn động:

* Chọn tỷ số truyền: =>

13,53

4,533

t br h

u u u

5,01

5, 27 0,96.0,99

Trang 7

* Thông số kĩ thuật:

- Thời gian phục vụ: L = 5 năm

- Băng tải làm việc một chiều, Số ca làm việc là 2 ca, tải trọng thay đổi không đáng

kể, mỗi năm làm việc 300 ngày, 8 giờ trên 1 ca

- Cặp bánh răng cấp chậm: bánh răng trụ răng thẳng

• Tỷ số truyền : ubr2 = 4,53

• Số vòng quay trục dẫn : n2 = 320 vòng/phút

• Mômen xoắn trên trục dẫn: T2 = 149517,19 N.mm

• Công suất động cơ: Pđc = 5,32 kW

• Hiệu suất truyền động: = 0,88

• Công suất trên trục công tác: Pct = 4,662 kW

- Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Do bộ truyền có tải trọng trung bình và không có yêu cầu gì đặc biệt

Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta chọn thép C45 tôi cải thiện+ Bánh dẫn: HB1 = 250 HB

+ Bánh bị dẫn: HB2 = 235 HB

2.1.1 Tính toán cặp bánh răng trụ răng thẳng:

2.1.1.1 Số chu kỳ làm việc cơ sở

= 30HB12,4 = 30.250 2,4 = 1, 71.10 7 chu kỳ

= 30HB22,4 = 30.235 2,4 = 1, 47.10 7 chu kỳ

Lh = 5.300.2.8 = 24000 giờ = = chu kỳ

2.1.1.2 Số chu kỳ làm việc tương đương

3 1

Trang 8

3 2

2.1.1.3 Giới hạn mỏi tiếp xúc

Theo bảng 6.13 tài liệu [1], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc:

2.HB + 70Bánh dẫn 2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 MpaBánh bị dẫn 2.HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 Mpa

2.1.1.4 Ta có giới hạn mỏi uốn

1,8 HBBánh dẫn 1,8 HB1 = 1,8.240 = 432MpaBánh bị dẫn 1,8 HB2 = 1,8.235 = 423Mpa

2.1.1.5 Ứng suất tiếp cho phép

= Với =1,1 tra bảng 6.2 tài liệuSVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182

Trang 9

 == = 518,18 MPa

 == = 490,9 Mpaứng suất tiếp xúc cho phép: =0,5.() = 0.5.(518,18 + 490,9)

= 504,54 MPa

Vì = 504,54 MPa < 1,25 min = 1,25 = 613,6 MPa  Thỏa mãn

2.1.1.6 Ứng suất uốn cho phép

= với SF = 1,75 tra bảng tài liệu

Theo bảng 6.6 tài liệu ta chọn:

= 0,4Khi đó:= 0,53 (u+1) = 0,53.0,4.(4,53 + 1) = 1,17Ứng với tra bảng 6.7 ta có:

Trang 10

Bánh dẫn: = = 63,5mmVận tốc bánh vòng bánh răng:

v=

Theo tài liệu ta chọn cấp chính xác 9 với Góc ăn khớp:

2.1.1.9 Kiểm nghiệm đồ bền uốn:

Ứng suất uốn tại chân răng theo công thức ta có:

Đường kính chân răng (mm) df1 = d1 – 2,5m = 43,75 df2 = 218,75

2.2 Tính toán bộ truyền bánh răng côn:

* Thông số kĩ thuật:

- Thời gian phục vụ: L = 5 năm

- Băng tải làm việc một chiều, Số ca làm việc là 2 ca, tải trọng thay đổi không

đáng kể, mỗi năm làm việc 300 ngày, 8 giờ trên 1 ca

- Cặp bánh răng cấp chậm: bánh răng côn răng thẳng

Trang 11

• Tỷ số truyền : ubr2 = 3

• Số vòng quay trục dẫn : n1 = 960 vòng/phút

• Mômen xoắn trên trục dẫn: T1 = 52425,52 N.mm

• Công suất động cơ: Pđc = 5,32 kW

• Hiệu suất truyền động: = 0,88

• Công suất trên trục công tác: Pct = 4,662 kW

- Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Do bộ truyền có tải trọng trung bình và không có yêu cầu gì đặc biệt

Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta chọn thép C45 tôi cải thiện+ Bánh dẫn: HB1 = 250 HB

2.2.2 Số chu kỳ làm việc tương đương

Trang 12

Nên ta có hệ số tuổi thọ: KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1

2.2.3 Giới hạn mỏi tiếp xúc

Theo bảng 6.13 tài liệu [1], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc:

2.HB + 70Bánh dẫn 2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 MpaBánh bị dẫn 2.HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 Mpa

2.2.4 Ta có giới hạn mỏi uốn

1,8.HBBánh dẫn 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450MpaBánh bị dẫn 1,8.HB2 = 1,8.235 = 423Mpa

2.2.5 Ứng suất tiếp cho phép

= Với =1,1 tra bảng 6.2 tài liệu

 == = 518,18 MPa

 == = 490,9 Mpaứng suất tiếp xúc cho phép: =0,5.() = 0.5.(518,18 + 490,9)

= 504,54 MPa

Vì = 504,54 MPa < 1,25 min = 1,25 = 613,6 MPa  Thỏa mãn

Giới hạn mỏi uốn, tương ứng với chu kỳ cơ sở NFO được chọn phụ thuộc vào độ rắn

bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện

σOFlim1 = 1,8H1 = 450MPa

σOFlim2 = 1,8H2 = 423MPaỨng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

= 450 = 257,14 MPa = 423 = 241,71 MPa

2.2.6 Xác định chiều dài côn ngoài và đường kính chia ngoài:

* Chiều dài côn ngoài:

1 2

Trang 13

Ta chọn Kbe = 0,25, với HB < 350, răng thẳng Theo bảng 6.19, ta chọn KHβ = 1,15, T1 = 52425,52 N.mm

Ta chọn z1 = 29 răng, z2 = u.z1 = 3.29 = 87 răngTheo bảng 6.20, ta chọn hệ số dịch chỉnh:

x1 = 0,36, x2 = - 0,36Đường kính trung bình:

dm1 = (1 – 0,5Kbe) de1 = (1 – 0,5.0,25).72,86 = 63,75mm

Mundun trung bình:

mtm =

1 1

63,75

2, 229

tm be

Trang 14

me =

1 1

72,86

2,5129

2 1

Trang 15

Zε =

1α

KHv =

1 1

Trang 16

2.2.8 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

1

20,85

v

z z

v

z z

δ

Theo bảng 6.18 với zv1 = 21,08, x1 = 0,26 Ta chọn YF1 = 3,61

Trang 17

Theo bảng 6.18 với zv2 = 189,39, x2 = -0,26 Ta chọn YF2 = 3,63

1

2.52425,52.1,98.0,6.1.3,61

119,940,85.26,17.2,9.58,12

Trang 18

Số răng của các bánh răng Z1 = 29 Z2 = 87

Hệ số dịch chỉnh x1 = 0,36 ; x2 = - 0,36

PHẦN III: XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ TRỤC VÀ THEN

* Thông số thiết kế: Moment xoắn trên các trục

Trục I: T1 = 52425,52 NmmTrục II: T2 = 149517,19 NmmTrục III: T3 = 630267,55 Nmm

3.1 Chọn khớp nối:

Mômen cần tuyển: T = 52425, 52 N.mmĐường kính trục động cơ: dđc = 38 mm

* Chọn khớp nối:

Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục:

Chọn khớp nối theo điều kiện:

Tt = 63N.m ≤ , dt = 38mm ≤

Ta chọn: = 250N.m, = 40mm, Z = 6, D0 = 105mmTra bảng 16.10b với = 250N.m

Trang 19

3.2 Chọn vật liệu và xác định đường kính sơ bộ

Vật liệu chế tạo thép C45 thường hóa Giới hạn bền: σ bk =600MPa Tra bảng 10.5 tài liệu [1] với σbk = 600MPa ta có [σ] = 50 MPa Ứng suất xoắn cho phép [ σ ] = 12÷20 MPa

Xác định sơ bộ khoảng cách của trục: d ≥

0, 2.[ ]

T d

0, 2.[ ]

T d

0, 2.[ ]

T d

Trang 20

Trục III: d3 = 45mm; b3 = 25mQuy ước ký hiệu:

- k: số thứ tự trục trong hộp giảm tốc

- i: số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết tham gia truyền tải trọng

- i = 0 và 1: các tiết diện lắp ổ

- i = 2…s: là số chi tiết quay

- lk1: khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

- lki : khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ I trên trục thứ k

- lmki: chiều dài mayo của chi tiết thứ I (lắp trên tiết diện i) trên trục

- lcki: khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ

- bki: chiều rộng vành bánh răng thứ I trên trục k

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

- k1 = 10 mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

- k2 = 8 mm: khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

- k3 = 10 mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

- hn = 15 mm: chiều cao nắp ổ và đầu bu lông

* Trục II:

Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng trụSVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182

Trang 21

chiều dài giữa khớp nối b0 = 21: chiều rộng ổ lăn với d2 = 35 mm

Lực bánh răng tác dụng lên trục I:

Ft1 = Ft2 = 1643,4 N

Fr1 = Fa2 = 567,47 N

Fa1 = Fr2 = 189,1NLực bánh răng tác dụng lên trục II:

Ft1 = Ft2 =

1 1

2 2.149517,19

5980,6950

Trang 22

k AB t BD BC

F L F L

N L

r BD a Cy

Trang 23

Ta có biểu đồ mômen nội lực trục I:

Trang 24

tA AB tC BC tD

tA AD tC CD tB

rA AB rC BC C rD

rA AD rC CD C rB

Trang 25

Ta có biểu đồ nội lực và phản lực trục II:

Trang 26

* Tính mômen uốn tổng và mômen tương đương tại các tiết diện nguy hiểm:

Trang 28

M d

A

Trang 30

σ =σ =

MB: mômen uốn tổng tại B MB = 11583,2 N.mm

WB: mômen cản uốn Dựa vào bảng 10.6 trang 196, tài liệu 1, với trục có 2 then

W

32

B B

B

b t d t d

Trang 31

Ψσ = 0,1

ψτ = 0,5

1

x dB

y

K K K

K

σ σ σ

τ

τ =τ = =

Dựa vào bảng 10.6 trang 196, tài liệu 1, với trục có 2 rãnh then

Trang 32

τ =τ = = = =

1

x dB

y

K K K

K

τ τ

B B B

s s s

Trang 33

[ ]

j j j

σ =σ =

MC: mômen uốn tổng tại C MC = 117985,51 N.mm

Wc: mômen cản uốn Dựa vào bảng 10.6 trang 196, tài liệu 1, với trục có 2 then

W

32

C C

C

b t d t d

Ψσ = 0,1SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182

Trang 34

x dC

y

K K K

K

σ σ σ

Trang 35



3 12.5 40 5.40

τ

τ =τ = = = =

1

x dC

y

K K K

K

τ τ

C C C

s s s

M

MPa d

σ = = =

Trang 36

52425,52

23,880,1 B 0,1.28

M

MPa d

a) Tiết diện lắp bánh răng côn nhỏ:

dD = 23 mm; dựa vào bảng 9.1 trang 173, tài liệu 1 ta chọn được then với các thông số sau:

b = 8 mm: chiều rộng rãnh then

h = 7 mm: chiều sâu rãnh then

t1 = 4 mm: chiều sâu rãnh then trên trục

t2 = 2,8 mm: chiều sâu rãnh then trên lỗ

Chiều dài then: lt = 0,8 lm với lm = 42mm là chiều dài mayơ lắp bánh đai

lt = 0,8.42 = 33,6 mm Theo tiêu chuẩn chọn lt = 36 mm

Trang 37

* Điều kiện bền dập:

[ ]

1

2 .( )

Trang 38

dC = 40 mm Dựa vào bảng 9.1 trang 173, tài liệu 1 ta chọn được then với các thông số sau:

Chiều dài then: lt = 0,8.lm với lm = 50mm là chiều dài mayơ lắp bánh đai

 lt = 0,8.50 = 40 mm Theo tiêu chuẩn chọn lt = 40 mm

[ ]

1

2 .( )

Trang 39

 tải trọng tĩnh chọn [τc] = 70 MPa

[ ]

2.201942,71

21,0440.40.12

τ = = ≤ τ

 Thỏa điều kiện bền cắt

c) Tiết diện lắp bánh răng thẳng:

dA = 36 mm Dựa vào bảng 9.1 trang 173, tài liệu 1 ta chọn được then với các thông số sau:

Chiều dài then: lt = 0,8.lm với lm = 72,3mm là chiều dài mayơ lắp bánh đai

 lt = 0,8 72,3 = 57,84 mm Theo tiêu chuẩn chọn lt = 60 mm

[ ]

1

2 .( )

Trang 40

τ = = ≤ τ

 Thỏa điều kiện bền cắt

* Kết quả kiểm nghiệm then được thể hiện trong bảng sau:

C =Q L

Trong đó: Q: tải trọng động quy ước (KN)

Q = (XVFr + YFa) Kt Kđ (Công thức 11.3 trang 214, tài liệu 1)

Trong đó:

Fr: tải trọng hướng tâm (KN)

Trang 41

Fa: tải trọng dọc trục (KN)

V: hệ số kể đến vòng nào quay Ở đây vòng trong xoay  V = 1

Kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ t ≈ 1000oC  Kt = 1

Kđ: hệ số kể đến ảnh hưởng của đặc tính tải trọng Với tải trọng tĩnh, tra bảng 11.3, trang 215, tài liệu 1 Kđ = 1

6

6010

h i

L n

L=

(tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay)

m: bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn Ở đây là ổ bi  m = 3

+ Đối với ổ lăn 1: (Tại tiết diện B)

D = 72mm

B = 19mmSVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182

Trang 42

a rB

a

với i là dãy số con lăn

Dựa vào bảng 11.4, trang 215, tài liệu 1 ta có: e = 0,19 >

0,06

a rB

L= =

3

m d

C =Q L = = < =C

 Chọn loại ổ lăn này

+ Đối với ổ lăn 2: (Tại tiết diện C)

Trang 43

Với đường kính ngỗng trục dC = 30mm, chọn loại ổ cỡ trung, ký hiệu 206 với các thông số:

a rC

0,09

a rC

3

m d

C =Q L = = > =C

 Không chọn loại ổ lăn này

Chọn loại cỡ nặng ký hiệu 406 với dB = 30mm

(triệu vòng quay)

Trang 44



189,1

0,09 1.2176,78

a rC

0,09

a rC

3

m d

C =Q L = = < =C

b) Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

Tra bảng 11.6 trang 221, tài liệu 1  X0 = 0,6, Y0 = 0,5

Qt = Fr (công thức 11.20 trang 221, tài liệu 1)

Ổ thứ nhất:

(triệu vòng quay)

Trang 45

C =Q L

Trong đó: Q: tải trọng động quy ước (kN)

Q = (XVFr + YFa) Kt Kđ (công thức 11.3 trang 214, tài liệu 1)

Trong đó:

Fr: tải trọng hướng tâm (KN)

Fa: tải trọng dọc trục (KN)

V: hệ số kể đến vòng nào quay Ở đây vòng trong xoay  V = 1

Kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ t ≈ 1000oC  Kt = 1

Kđ: hệ số kể đến ảnh hưởng của đặc tính tải trọng Với tải trọng tĩnh, tra bảng 11.3, trang 215, tài liệu 1 Kđ = 1

6

6010

h i

L n

L=

(tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay)

m: bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn Ở đây là ổ bi  m = 3

+ Đối với ổ lăn 1: (Tại tiết diện B)

Trang 46

D = 100mm; B = 21mm; C = 34 kN; C0 = 25,6 kN



189,1

0,02 1.3187,5

a rB

a

0,02

a rB

L= =

3

m d

C =Q L = = < =C

+ Đối với ổ lăn 2: (Tại tiết diện D)

Định dạng
Số trang	54
Dung lượng	1,08 MB
File đính kèm	BAN VE_NGUYEN THANH TRUC_15DCK02_1511040128.rar (1 MB)