Thiết kế chi tiết máy dãn động băng tải

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với kỹ sư nghành chế tạo máy. Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn h

Lời nói đầu

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chơng

trình đào tạo kỹ s cơ khí đặc biệt là đối với kỹ s nghành chế tạo máy Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môm học nh: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, C, Vẽ kỹ thuật đồng

thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho

việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này

Nhiệm vụ đợc giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc đồng

trục và bộ truyền xích Hệ đợc dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối đàn

hồi, hộp giảm tốc và bộ truyền xích sẽ truyền chuyển động tới băng tải

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

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

Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lợng kiến thức tổng hợp còn có những mảng cha nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng

của các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh đợc những sai sót

Em rất mong đợc sự hớng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy trong bộ môn để em

cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi đợc

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn hớng dẫn, chỉ bảo

cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ đợc giao

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

Trang Mục lục

I – Chọn động cơ 3

II- Phân phối tỷ số truyền 4

III- Thiết kế các bộ truyền 5

1- Chọn vật liệu 5

2- Xác định ứng xuất cho phép 5

3- Tính toán bộ truyền cấp chậm 4- Tính toán bộ truyền cấp nhanh

13 5- Thiết kế bộ truyền xíc 20

IV- Tính toán trục của hộp giảm tốc 25

1- Chọn vật liệu 25

2- Sơ đồ động phân tích lực 25

3- Xác định sơ bộ đờng kính trục 26

4- Xác định chiều dài các trục 26

5- Xác định chính xác đờng kính trục 29

6 – Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 33

7- Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 36

8- Tính chọn then 37

IV- Tính toán gối đỡ trục 40

V- Tính chọn khớp nối 45

VI- Kết cấu vỏ hộp 46

VII- Tính chọn dầu mỡ bôi trơn 51

VIII- xác định và chọn kiểu lắp 53

IX- Phơng pháp lắp ráp hộp giảm tốc 55

1- Phơng pháp lắp ráp các tiết máy lên trục 55

2- Phơng pháp điều chỉnh ăn khớp bộ truyền 56

Tài liệu tham khảo 57

I -Chọn động cơ:

1 Công suất cần thiết của



t ct

p

p 

pct:công suất cần thiết

pt:công suất tính toán

:hiệu suất của hệ thống

 = ol4 Br2 x = 0,9924.0,972.0,91 = 0,822

ol:hiệu suất của ổ lăn

Br:hiệu suất của bộ truyền bánh răng

x:hiệu suất của bộ truyền xích

p ct 07,822.38 = 8.98(KW)KW))

2 Số vòng quay sơ bộ.

Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc là:10

chọn tỷ số truyền của bộ truyền xích là:3

9 , 0 1000 , 60

3, Kiểm tra lại:

Điều kiện mở máy:

theo đề ra ta có :

dn

k dn

mm

T

T T

II- Phân phối tỷ số truyền cho hệ thống.

1 Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống:

ut =

77 , 47

pII = pI.br.ol = 8,89 0,99 0,97 =8,537(KW)kw)

nII =

494 , 3

10 55 ,

pIII = pII.br .ol=8,537.0,99.0,97 = 8,198(KW)kw)

nIII =

494 , 3

10 55 ,

pIV = pIII.ol.x =8,198.0,99.0,91 = 7,368(KW)kw)

nIV =

5 , 2

55 ,

; 8 , 1

; 1 , 1

; 70

NH0:Số chu kì cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc

Theo công thức (KW)6.6) thì số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng là :

Do đó theo công thức (KW)6.2a) ta có ứng suất cho phép uốn sơ bộ là:

F

FC HL

o F F

1 1 6 , 363 1. 1

1 lim

F

FC HL

o F F

S

K K



75 , 1

1 1 6 , 245 2. 2

2 lim

F

FC HL

o F F

S

K K

đối với cấp chậm sử dụng bánh răng thă

4 Tính toán bộ truyền cấp chậm

1 1

2

.

1

ba H

H a

w

u

K T u

K a

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

Theo bảng 6.5 /96với răng nghiêng ta chọn ka = 43

13 , 1 9 , 195043

= 173,5(KW)mm)Lấy aw2= 175 mm

b, Xác định các thông số ăn khớp

Theo công thức (KW)6.17) :

m = (KW)0,01 0,02) aw= (KW)0,01  0,02).175 = 1.75 3.5 mm

Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế , chọn môđun tiêu chuẩn của bánh răngcấp chậm bằng môđun cấp nhanh m=2 mm

ở đây là bộ truyền đồng trục nên ta chọn sơ bộ  = 10 , do đó cos = 0,9848

Theo công thức (KW)6.17) ta có :

z3=

494 , 4 2

9848 , 0 175 2 ) 1 (

cos

a w 

= 38Lấy z1=38

132 38 2

=0,9714suy ra  = 13,736o

c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

Theo công thức (KW)6.33) ta có

2 3

1 2

2

w m w

m H H

M H

d u b

u K T Z Z

Z



 2 sin

cos 2

tg

736 , 13 cos

20 cos 

89 , 12 cos 2

w m

1 38

1 2 , 3 88 , 1 cos 1 1 2 , 3 88

175 2 1

. 3 2 





với v=1,7113 <2,5 theo bảng 6.12 ta chọn cấp chíng xác động học 9 theo bảng 6.13

và 6.14/107 với cấp chính xác tiếp xúc 8 và v < 2,5 KH=1,13

Theo công thức (KW)6.42) :

u

a v g

o H

23 , 78 5 , 87 768 , 1 1

2

1

K K T

d b v

=1,0243Theo công thức (KW)6.39) ta có :

KH=KH.KH.KHv=1,13.1,13.1,0243 =1,3079

Thay các giá trị vừa tính đợc vào (KW)6.33) ta đợc

23 , 78 474 , 3 5 , 87

474 , 4 3079 , 1 9 , 195043 7623

, 0 7227 , 1 274



H

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo công thức (KW)6.1) với v = 1,7113 < 5 m/s chọn Zv=1 , với cấp chính xác động học

9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra=2,5

% 100

Y Y Y K T

w w

F F

F

.

2

3

2 3

.

ỳ

F F F

1 1

1

o o

Y     

YF3,YF4: hệ số dạng răng của bánh răng 3 và 4 phụ thuộc vào số răng tơng đơng :

3 3

3 3

9714 , 0

38 cos 

4

9714 , 0

132 cos

tra ở bảng 6.18/109 : YF3=3,68 sau khi đã nội suy,YF4=3,6

KF: hệ số tải trọng khi tính về uốn

KF=KF.KF.KFv

với : KF: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên bề rộng vành răng,theo bảng 6.7/98  KF=1,3

KF: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng đồng thời ănkhớp , theo bảng 6.14/107 với v<2,5 m/s và cấp chính xác 9 ta có :

K K T

d b v K

2

3 2

o F

175 7113 , 1 73 006 , 0

23 , 78 5 , 87 305 , 5

2 68 , 3 6566 , 0 581 , 0 874 , 1 9 , 195043

3 

F

68 , 3

6 , 3 83 , 100

Nh vậy :

F3 < [F3] F4 < [F4]

ở đây là bộ truyền đòng trục nên ta chọn sơ bộ  = 10o , do đó cos = 0,9848

Theo công thức (KW)6.17) ta có :

z3=

494 , 4 2

9848 , 0 175 2 ) 1 (

cos

a w 

= 38Lấy z1=38

132 38 2

0,9714suy ra  = 13,736o

c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

Theo công thức (KW)6.33) ta có

2 3

1 2

2

w m w

m H H

M H

d u b

u K T Z Z

Z



 2 sin

cos 2

tg

736 , 13 cos

20 cos 

89 , 12 cos 2

Z : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , đợc xác định nh sau :

w m

1 38

1 2 , 3 88 , 1 cos 1 1 2 , 3 88

175 2 1

. 3 2 

o H H

2

.

175

97 , 5 56 002 , 0

23 , 78 5 , 87 17 , 4 1

2

1

K K T

d b v

=1,4253Theo c«ng thøc (KW)6.39) ta cã :

KH=KH.KH.KHv=1,13.1,13.1,4253 =1,6428

Thay các giá trị vừa tính đợc vào (KW)6.33) ta đợc

23 , 78 474 , 3 5 , 87

2 474 , 4 6428 , 1 1 , 58230 17

, 4 7227 , 1 274



H

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo công thức (KW)6.1) với v = 5.97 < 10 m/s chọn Zv=1 , với cấp chính xác động học

8 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra=2,5

% 100

Y Y Y K T

w w

F F

F

.

2

3

2 3

.

ỳ

F F F

1 1

1

o o

Y     

YF3,YF4: hệ số dạng răng của bánh răng 3 và 4 phụ thuộc vào số răng tơng đơng :

3 3

3 3

9714 , 0

38 cos 

4

9714 , 0

132 cos

tra ở bảng 6.18/109 : YF3=3,68 sau khi đã nội suy,YF4=3,6

KF: hệ số tải trọng khi tính về uốn

KF=KF.KF.KFv

với : KF: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên bề rộng vành răng,theo bảng 6.7/98  KF=1,05

KF: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng đồng thời ănkhớp , theo bảng 6.14/107 với v<10 m/s và cấp chính xác 8 ta có :

K K T

d b v K

2

3 2

o F

175 97

, 5 56 006 , 0

23 , 78 5 , 87 478 , 16

2 68 , 3 6566 , 0 581 , 0 825 , 1 1 , 58230

1 

f

68 , 3

6 , 3 487 , 54

Nh vậy :

F1 < [F1] F2 < [F2]

Bảng thống kê các thông số

1 1

2

.

1

ba H

H a

w

u

K T u

K a

ka: hÖ sè phô thuéc vµo vËt liÖu cña cÆp b¸nh r¨ng vµ lo¹i r¨ng ;

Theo b¶ng 6.5 /96víi r¨ng nghiªng ta chän ka = 43

13 , 1 9 , 195043

= 173,5(KW)mm)LÊy aw2= 175 mm

ở đây là bộ truyền đồng trục nên ta chọn sơ bộ  = 10 , do đó cos = 0,9848

Theo công thức (KW)6.17) ta có :

z3=

494 , 4 2

9848 , 0 175 2 ) 1 (

cos

a w 

= 38Lấy z1=38

132 38 2

=0,9714suy ra  = 13,736o

c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

Theo công thức (KW)6.33) ta có

2 3

1 2

2

w m w

m H H

M H

d u b

u K T Z Z

Z



 2 sin

cos 2

tg

736 , 13 cos

20 cos 

89 , 12 cos 2

Z : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , đợc xác định nh sau :

w m

1 38

1 2 , 3 88 , 1 cos 1 1 2 , 3 88

175 2 1

. 3 2 





với v=1,7113 <2,5 theo bảng 6.12 ta chọn cấp chíng xác động học 9 theo bảng 6.13

và 6.14/107 với cấp chính xác tiếp xúc 8 và v < 2,5 KH=1,13

Theo công thức (KW)6.42) :

u

a v g

o H

175 7113 , 1 73 002 , 0

23 , 78 5 , 87 768 , 1 1

2

1

K K T

d b v

=1,0243Theo công thức (KW)6.39) ta có :

KH=KH.KH.KHv=1,13.1,13.1,0243 =1,3079

Thay các giá trị vừa tính đợc vào (KW)6.33) ta đợc

 2 23 , 78 474 , 3 5 , 87

474 , 4 3079 , 1 9 , 195043 7623

, 0 7227 , 1 274



H

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo công thức (KW)6.1) với v = 1,7113 < 5 m/s chọn Zv=1 , với cấp chính xác động học

9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra=2,5

% 100

Y Y Y K T

w w

F F

F

.

2

3

2 3

.

ỳ

F F F

3 3

9714 , 0

38 cos 

4

9714 , 0

132 cos

tra ở bảng 6.18/109 : YF3=3,68 sau khi đã nội suy,YF4=3,6

KF: hệ số tải trọng khi tính về uốn

KF=KF.KF.KFv

với : KF: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên bề rộng vành răng,theo bảng 6.7/98  KF=1,3

KF: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng đồng thời ănkhớp , theo bảng 6.14/107 với v<2,5 m/s và cấp chính xác 9 ta có :

K K T

d b v K

2

3 2

o F

175 7113 , 1 73 006 , 0

23 , 78 5 , 87 305 , 5

2 68 , 3 6566 , 0 581 , 0 874 , 1 9 , 195043

3 

F

68 , 3

6 , 3 83 , 100

Nh vậy :

F3 < [F3] F4 < [F4]

Bảng thống kê các thông số

III- tính toán trục của hộp giảm tốc.

1 chọn vật liệu chế tạo trục

trục là bộ phận quan trọng trong hộp giảm tốc có tác dụng truyền chuyển động quay giữa bánh răng ăn khóp đòng thời trục còn tiếp nhận cả mô men uốn và xoắn.vì vậy trụccần đảm bảo độ cứng vững,ổn định và đạt độ chính xác cao

vì ở đây tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 thờng hoá, có 1= 600 Mpa , ứng suất xoắn cho phép  = (KW)12…240 có 30) Mpa

2 Sơ đồ động phân tích lực

3 Xác định sơ bộ đờng kính trục

dK= 3

] [

2 ,

0 

k T

.Trong đó: dk- Đờng kính trục thứ k

[]- Mômen xoắn cho phép

Tk- Mômen xoắn trên trục thứ k

Với trục I

Chọn [] =12 ds12 = 3 1

] [

2 ,

0 

I T

=29 Chọn ds12 =30(KW)mm)

Chọn [] =17 ds12 = 3

] [

2 ,

0 

II T

= 3

17 2 , 0

9 , 195043

= 37,8 (KW)mm), chọn ds12= 40 (KW)mm)

ds13 = 3

] [

2 ,

0 

III T

= 3

17 2 , 0

2 , 562424

= 55(KW)mm),chọn ds13= 55(KW)mm)

Từ d= 30mm, ds1 =40 mm, ds13= 55 mm tra bảng 10.2/

ta đợc chiều rộng các ổ: bo1= 21 mm, bo2= 23mm, bo3 = 29 mm

4 xác định chiều dài các trục.

a, Chiều dài các may ơ

+ Chiều rộng may ơ nửa khớp nối, ở đây chọn nối trục vòng đàn hồi nên ta có:

lm12= (KW)1,4 2,5).dsb1= (KW)1,4 2,5).30 = 44,8…240 có 80 (KW)mm)

Chọn lm12 = 60 (KW)mm)+chiều rộng may ơ bánh răng trên trục một :

lm33= (KW)1,2 1,5)dsb3 = (KW)1,2 1,5).55 = 48 60 (KW)mm)

và lm33 = 78 (KW)mm)

b, Xac định khoảng cách giữa các ổ.

Sơ đồ tính khoảng cách ổ đối với trục I , II và III

Trong đó :k1- Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong

của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay, tra

5 Xác định chính xác đờng kính trục

1- tính trục I

Sơ đồ động phân tích lực:

xác định các lực tác dụng nên trục và các phản lực gối tựa

Chọn hệ trục nh hình vẽ, điểm đặt lực Ft tại tâm trục có phơng theo trục x và

chiều ngợc với Ft1, có trị số tính theo công thức sau:

125

1 , 58230

2 25 , 0

2

t

I D

T

931,68 (KW)N)Với Dt là đờng kính vòng tròn qua tâm các trốt tra

bảng 16-10a/68 đợc Dt = 125 mm

Ft1 =

23 , 78

1 , 58230

2

Fy11 = -(KW)Fy10 + Fr) + Fr1 = 318.6(KW)N)

mY(KW)11) = Ft1.(KW)l11- l13 )-Ft (KW)l11 + l12 ) + Fx10.l11= 0 Fx10 = 866.13(KW)N)

Fx11= Fx10 + Ft1 – Ft = 1423.14(KW)N)

Biểu đồ mômen M1x và M1y trong các mặt phẳng zoy và xoz và biểu đồ mômen

xoắn T1 trên trục I đợc vẽ trên hình vẽ trên các biểu đồ này có ghi các giá trị tuyệt

đối của các mômen ấy tại các tiết diện đặc biệt

Tính mô men tơng đơng Mtđ tại tiết diện nguy hiêm trên trục I

M10= M x210 M2y10 = 16653 , 78 2  66615 , 12 2 =68957(KW)Nmm)

12 2

79 85193

1 , 0

bảng 10.5 []=63 Mpa

Vì đầu nối trục đàn hồi phải lấy thoe đờng kính trục động cơ.để đảm bảo điều

kiện lắp ráp các chi tiết giữa các đoạn trục ta chọn d d10=35(KW)mm)

Tại tiết diẹn lắp bánh răng Mtđ= 2

1 2

5 95387

1 , 0

1 , 58230 75 , 0

1 , 0

tại tiết diện lắp nối trục d=32

xuât phát yêu cầu về độ bền lắp ghép và công nghệ cùng đờng kính trục động cơ

ta chọn đờng kính các đoàn trục nh sau:

d10=d11= 35 mm

d = 38mm

d =32 mm2-Tính trục II

Sơ đồ động phân tích lực :

xác định các lực tác dụng nên trục và các phản lực gối tựa.

9 , 195043

2 2 2 3



w d

T

=4986,422 (KW)N)

o tw

F

736 , 13 cos

54 20 422 , 4986 cos

Biểu đồ mômen M2x và M2y trong các mặt phẳng zoy và xoz và biểu đồ mômen

xoắn T2 trên trục II đợc vẽ trên hình vẽ trên các biểu đồ này có ghi các giá trị tuyệt

đối của các mômen ấy tại các tiết diện đặc biệt

Tính mô men tơng đơng Mtđ tại những thiết diện nguy hiểm:

Tiết diện 20 và 21 lắp ổ lăn

Mtđ20= Mtđ21= 0

Chọn dờng kính trục đều là d=35 (KW)mm)

Tại tiết diẹn lắp bánh răng

22 2

22 2

22 M  0 , 75 T  3019 , 9  73692 , 02  0 , 75 195043 , 9

Tính đờng kính trục d là d22 = 3 21 3

63 1 , 0

04 , 184313 ]

.[

1 ,

0  

td M

=33,28(KW)mm)

23 2

3 , 322840 ]

.[

1 ,

0  

td M

9 , 195043

2 2 2 3



w d T

=4986,422 (KW)N)

Fr3 = Fr4 = o

o tw

F

736 , 13 cos

54 20 422 , 4986 cos

xác định các lực tác dụng nên trục và các phản lực gối tựa

Lấy momen đối với điểm 30 ta có :

Biểu đồ mômen M3x và M3y trong các mặt phẳng zoy và xoz và biểu đồ mômen

xoắn T3 trên trụcIII đợc vẽ trên hình vẽ trên các biểu đồ này có ghi các giá trị tuyệt

đối của các mômen ấy tại các tiết diện đặc biệt

Tính mô men tơng đơng Mtđ tại những thiết diện nguy hiểm:

Tính đờng kính trục d tại những thiết diện nguy hiểm :

[]-ứng suất cho phép của thép chế tạo trục

bảng 10.5 [pa

d30=d31=55

d32 =3 32 3

48 1 , 0

26 , 6636835 ,

220476 ]

.[

1 ,

0  

td M

=49mm

d31=3 31 3

48 1 , 0

43 , 703560 ]

.[

1 ,

0  

td M

=52,7 mm

48 1 , 0

64 , 487073 ]

.[

1 ,

0  

td M

d32 = 60 mm.

6 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

a,Với thép 45 có b= 600 MPa,-1=0,436.b = 0,436.600 =261,6 MPa; -1=

Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động,do đó

mj=aj tính theo công thức (KW)10.23)

aj =

oj

j W

T

2 2 max 



sj = 2 . 2

j j

j j s s

s s

1

; sj =

mj aj

d,Chọn lắp ghép : Các ổ lăn lắp lên trục theo k6, lắp bánh răng, bánh đai, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then

Kích thớc của then, trị số của mômen cản uốn mômen cản xoắn ứng với các tiết

diện trục nh sau

Tiết diện Đờng kính trục b x h t1 W) (KW)mm3) W)o(KW)mm3)