Đồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động xích tải

Xích tải là một trong các phương pháp nâng chuyển được sử dụng rộng rãi trongngành cơ khí nói riêng và công nghiệp nói chung Trong môi trường công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế

NHẬN XÉT CỦA GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

NHẬN XÉT CỦA GIẢNG VIÊN CHẤM ĐỒ ÁN.

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơkhí chế tạo máy Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dungsai lắp ghép và cơ sở thiểt kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án mộtcách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án tiếp theo

Xích tải là một trong các phương pháp nâng chuyển được sử dụng rộng rãi trongngành cơ khí nói riêng và công nghiệp nói chung

Trong môi trường công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hệ thống dẫn độngxích tải sao cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng

Được sự phân công của Thầy, nhóm chúng em thực hiện đồ án Thiết kế hệ dẫn độngxích tải để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoànchỉnh

Do yếu tố thời gian, kiến thức và các yếu tố khác nên chắc chắn có nhiều sai sót, rấtmong nhận được những nhận xét quý báu của các thầy

Xin cám ơn các thầy hứơng dẫn và các thầy trong Khoa Cơ khí đã giúp đỡ chúng emhoàn thành đồ án này!

SVTH: Hòa Duy Đức

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

ĐỀ SỐ 2: THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

Cho trước sơ đồ truyền động, sơ đồ gia tải và các thông số ban đầu của hệ:

Sơ đồ gia tải.

Các thông số ban đầu:

Chế độ làm việc : Quay 1 chiều, làm việc 2

ca, tải va đập nhẹ (1năm làm việc 300 ngày, 1ca làm việc 8giờ)

Sinh viên thiết kế : ………Lớp:.………

Mã số sinh viên : ……….Ngành:………

Ngày giao đề :…………tháng ……… năm ………

Ngày nộp đồ án :…………tháng ……… năm ………

MỤC LỤC

1 Động cơ điện không đồng bộ 3 pha.

2 Bộ truyền đai thang.

3 Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp

khai triển.

4 Nối trục vòng đàn hồi.

5 Xích tải.

Công suất trục công tác (kW)

Số vòng quay trục công tác (vg/ ph)

Số năm làm việc

11111111

PHẦN I : TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI 6

PHẦN II : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 9

1 Chọn động cơ 9

2 Phân phối tỉ số truyền 10

PHẦN III : TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 1 Chọn dạng đai 12

2 Tính đường kính bánh đai nhỏ 12

3 Tính đường kính bánh đai lớn 12

4 Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l .13

5 Tính góc ôm đai nhỏ 14

6 Tính số đai z 14

7 Kích thước chủ yếu của bánh đai 15

8 Lực tác dụng lên trục Fr và lực căng ban đầu Fo 15

9 Đánh giá đai .16

10 Tuổi thọ đai 16

PHẦN IV : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 17 1 Tính toán cấp chậm 17

2 tính toán cấp nhanh 23

PHẦN V : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN 30

1 Thiết kế trục 30

2 tính then 44

PHẦN VI : CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI TRỤC 51

1 Chọn ổ lăn 51

2 Khớp nối trục 54

PHẦN VII : THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP .55

1.Thiết kế vỏ hộp giảm tốc 55

2.Các chi tiết phụ 56

3 Dung sai lắp ghép 58

PHẦN VIII : XÍCH TẢI 59

PHẦN I: TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH` TẢI

Xích tải là một loại của bộ truyền xích nó được sử dụng rất rộng rãi trong cuộc sống

và trong sản xuất với hiệu suất cao, không sảy ra hiện tượng trượt, khả năng tải cao,

có thể chịu được quá tải khi làm việc chính vì thế nó rất được ưa chuộn trong các băng chuyền trong sản xuất Dưới đây là hình ảnh về ứng dụng xích tải trong sản xuất:

Phần II: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.

1 Chọn động cơ

Để chọn động cơ điện, cần tính công suất cần thiết Nếu gọi N- công suất trên tang tải, η- hiệu suất chung, N công suất cần thiết, thì: ct

dm ct

N N





Trong đó:

   1 2 32 4 4

1=0.95 – hiệu suất bộ truyền đai

2=0.97 – hiệu suất bộ truyền bánh răng

3=0.994 – hiệu suất một cặp ổ lăn

4=1 – hiệu suất khớp nối

Hệ số tải trọng tương đương:

Cần phải chọn động cơ có công suất lớn hơn N Trong tiêu chuẩn động cơ có nhiều loại ct

thỏa mãn điều kiện này

Chọn sơ bộ loại động cơ che kín có quạt gió (bảng 2P) ký hiệu A02-61, công suất định mức 13KW với các số vòng quay 2910 vg/ph, 1460 vg/ph, 970 vg/ph, 730vg/ph Ở đây ta chọn động cơ điện ký hiệu A02-61-4, công suất động cơ Nđc =13KW, số vòng quay động

cơ nđc=1460vg/ph Khối lượng 134kg

2 Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung:

1460

2852

dc chung

t

n u

n

Với id là tỉ số truyền của đai

ibrn là tỉ số truyền của hộp giảm tốc cấp nhanh

ibrc là tỉ số truyền của hộp giảm tốc cấp chậm

dc d

486.7

145( / )3.35

145

52( / )2.78

ta tính theo cả hai phương án xem phương án nào lợi hơn

Tiết diện đai

Sơ đồ tiết diện đai Loại đai Kích thước mặt cắt

Số vòng quay thực '

2

n của trục bị dẫn ' 1

2

n sai lệch ít so với yêu cầu)

Tỉ số truyền =

' 1

Lấy L theo tiêu chuẩn mm bảng 5-12 3000 2800

Kiểm nghiệm số vòng chạy u trong 1 giây

U=v

(đều nhỏ hơn umax=10)

6 Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài đai đã lấy tiêu chuẩn (công thức 5-2)

Khoảng cách trục A thỏa mãn điều kiện 5-19

Khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai

v σCCCF C C C F

ë ûVới: N : công suất trên trục bánh dẫn trường hợp này cũng chính là công suất động dc

7 Định các kích thước chủ yếu của bánh đai

-Chiều rộng bánh đai (công thức 5-23)

B= (Z-1)*t + 2*S 86 105

Với t và S tra bảng 10-3

tB = 26mm, SB=17mm, h0=6mm

tБ=20mm, SБ=12.5mm, h0=5mm

-Đường kính ngoài hai bánh đai: (CT 5-24)

II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC

BÁNH RĂNG C P NHANH (BÁNH RĂNG TR RĂNG NGHIÊNG) ẤP NHANH (BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG) Ụ RĂNG NGHIÊNG)

1 Chọn vật liệu làm bánh răng :

Bánh răng nhỏ : thép 50 thường hóa

Cơ tính loại thép này như sau : σb = 620 N/mm2 , σch = 320 N/mm2, HB = 210 (giả thiết rằng đường kính phôi nhỏ hơn 100mm)

Bánh răng lớn : thép 40 thường hóa

Cơ tính loại thép này như sau : σb = 540 N/mm2 , σch = 270 N/mm2, HB = 180 (giả thiết rằng đường kính phôi 300÷500mm)

 n2 t2 = 60*5*300*2*8*145*(13*0.7 + 0.83*0.3) =17.86*107

Số chu kỳ tương đương của bánh răng lớn

Ntđ2 = 60u

ax

m

Mi Mm

Ntđ1 , Ntđ2 đều lớn hơn N0 = 105 nên lấy Kn” =1

Ứng suất uốn cho phép :    

"

0 1.4 1.6 1*

n u

b d

2 cos 2*196*0.985

154.452.5

i

  chọn Z1=35 răng

Số bánh răng lớn : Z2=Z1*i=35*3.35=118.25 chọn Z2=120 răng

Xác định chính xác góc nghiêng theo công thức 3-28 :



9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng :

Số răng tương đương (công thức 3-27) : Ztđ os3

Z

 bánh nhỏ : Ztđ1 3

350.988

bánh lớn : Ztđ2 3

1200.988

hệ số biên dạng răng (tra bảng 3-18):

bánh nhỏ : y1= 0.47

bánh lớn : y2= 0.517

Kiểm nghiệm ứng suất uốn (Lấy "=1.5)

6

19.1*10 *1.331*11.22

470.47 *2.5 *36*486*79*1.5

10.Kiểm nghiệm sức bền của bánh răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn

 Ứng suất tiếp xúc cho phép :   2.5* 

o

Bánh răng nhỏ :   txqt12.5*546 1365 (N/mm2)Bánh răng lớn :   txqt2 2.5* 468 1170 (N/mm2) Ứng suất uốn cho phép :   uqt 0.8*ch

Bánh răng nhỏ :   uqt10.8*320 265 (N/mm2)

Bánh răng lớn :   uqt2 0.8*270 216 (N/mm2)Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc, chỉ cần kiểm nghiệm với bánh lớn có txqt nhỏ hơn

 

3 6

' 2

( 1) * * *1.05*10

Đường kính vòng chia (vòng lăn)

Bánh răng nhỏ : thép 45 thường hóa

Cơ tính loại thép này như sau : σb = 580 N/mm2 , σch = 290 N/mm2, HB = 200 (giả thiết rằng đường kính phôi nhỏ hơn 100÷300mm)

Bánh răng lớn : thép 40 thường hóa

Cơ tính loại thép này như sau : σb = 480 N/mm2 , σch = 240 N/mm2, HB = 170 (giả thiết rằng đường kính phôi 300÷500mm)

 n2 t2 = 60*5*300*2*8*52*(13*0.7 + 0.83*0.3) =8.7*107

Số chu kỳ tương đương của bánh răng lớn

Ntđ2 = 60u

ax

m

Mi Mm

Ntđ1 , Ntđ2 đều lớn hơn N0 = 105 nên lấy Kn” =1

Ứng suất uốn cho phép :    

"

0 1.4 1.6 1*

n u

v= 60*1000* *d n1 1 60*1000*2 * * A ni1 1

 (m/s) v=60*1000* 2.78 12 *278*145   1.12

Chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là cấp 9

7.Xác định chính xác hệ số tải trọng k

2 cos 2* 278*0.985

1372.5

i

  chọn Z1=36 răng

Số bánh răng lớn : Z2=Z1*i=36*2.78=100.8 chọn Z2=101 răng

Xác định chính xác góc nghiêng theo công thức 3-28 :



9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng :

Số răng tương đương (công thức 3-27) : Ztđ os3

Z

Bánh nhỏ : Ztđ1 3

360.986

 =37.66 Chọn Ztd1=38

Bánh lớn : Ztđ2 3

1010.986

Hệ số biên dạng răng (tra bảng 3-18):

Bánh nhỏ : y1= 0.47Bánh lớn : y2= 0.517Kiểm nghiệm ứng suất uốn (Lấy "=1.5)

19.1*10 *1.331*10.82

400.47*4 *38*145*111*1.5

d e2 d22*m n 318 2*2.5 323  (mm)

Đường kính vòng chân : d i1d1 2*m n 122 2*2.5 117  (mm)

d i2 d2 2*m n 318 2*2.5 313  (mm)

2.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép:

2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

lim1

OH

 = 2.250 + 70 = 570 ( /N mm 2) Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở bánh lớn

KHL – hệ số tuổi thọ phụ thuộc vào NHE, NHO, NFO, NFE

NHE – số chu kì làm việc tương đương của đường mỏi tiếp xúc

NHE =

3 '

T – Mô men xoắn lớn nhất trong các mô men Ti

Ti – Mô men xoán ở chế độ làm việc thứ i

lv

t t

48.7.300.2.8 2150475

lv

t t

t'3= 3

12.7.300.2.8 537675

lv

t t

Vì NHE1 > NHO1 NFE1 > NFO1

NHE2 > NHO2 NFE2 > NFO2

H

ứng suất tiếp xúc cho phép bánh lớn :

 2

510.0,9

.1 417,31,1

H

Do bánh lớn co ứng suất tiếp xúc cho phép bé hớn nên ta chọn bánh lớn để tính toán điều kiện tiếp xúc

2.2.2 Ứng suất uốn cho phép.

Răng làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động) nên ứng suất uốn được tính theo công thức sau:

K : Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi Ở

đây quay một chiều nên K = 1 FC

Do các bánh răng không đối xứng các ổ trục nên ta chọn ψ = 0,3 theo 6.15[1] ba

Với ψ - hệ số chiều rộng vành răng. ba

2.3.2 Môđun bánh răng.

m = 0,01 0,02 a w 2,5 5chọn m = 4 mm theo tiêu chuẩn

2.3.3 Số răng của bánh răng.

2 2.250

1254

983.6327

u

Vậy số răng cặp bánh răng được thõa

2.3.4 Kích thước bộ truyền bánh răng

d 1 = dw1 + 2.m = 108 + 2.4 = 116 mm

d 2 = dw2 + 2.m = 392 + 2.4 = 400 mmĐường kính vòng chân răng :

df = dw – 2,5m

df1 = dw1 – 2,5m = 108 – 2,5.4 = 98 mm

df1 = dw2 – 2,5m = 392 – 2,5.4 = 382 mm

2

H H

Trong đó : Zr – Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt

bề mặt bánh răng Ra = 0,63m khi đó Zr = 1

Zv – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

Zv = 0,85.v0,1=0,85.4,10,1 = 0,98

Kl –Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thường Kl = 1

KXH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng

2.5 tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn

F F

F F

Y



 

Do đó độ bền bánh bị dẫn thấp hơn, nên ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn

2.5.2 Ứng suất uốn tính toán:

2 2

Nên độ bền uốn được thõa mãn

Bảng thông số bộ truyền bánh răng

dII = 40 mm => B02 = 23 mm

dIII = 60 mm => B03 = 31 mm

Tra bảng ta có các thông số như sau:

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành hộp: k1 = 10 mm

Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn quay đến thành trong của hộp: k2 = 10 mmKhoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 mm

Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 20 mm

Chiều dài mayơ bánh đai: lm12 = B = 65 mm

Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ nhất trên trục I: lm13 = bw1 = 80 mm

Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ hai trên trục II: lm22 = bw2 + 5 = 75 + 5 = 80 mmChiều dài mayơ bánh răng trụ thứ ba trên trục II: lm23 = bw1 = 80 mm

Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục III: lm32 = bw2 + 5 = 75 + 5 = 80 mm

Chiều dài mayơ khớp nối:

Z

Khoảng cách giữa 2 ổ lăn trên trục thứ III là:

31 2.32 03 02 2.71,5 31 23 151 ( )

Chọn khoảng cách từ ổ lăn đến điểm đặt lực của bộ truyền xích tải: lx = 100 mm

Vậy khoảng cách từ ổ lăn đặt ở vị trí đầu đến điểm đặt lực của bộ xích tải:

454 , 5 10 55 , 9 2

N d

18 , 5 10 55 , 9 2

N d

M

Lực hướng tâm: 200 1529,2( )

N tg

Tính mômen uốn ở các tiết diện nguy hiểm:

Tiết diện a-a:

Mu a-a = Rđ.77,5 = 951.77,5 = 73702,5 (Nmm)

Tiết diện b-b:

Tiết diện e-e:

ux

 

3

1,

Tiết diện a-a:

Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp(uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng:

a

K K

Giới hạn mỏi uốn: 2

u

a

M

N mm w

)/(99,47190.2

718422

2 0

mm N w

6,011

6,0

1

1

270

4,72,6.22,1

150

14,951,96.4,99 0,05.4,99



Hệ số an toàn cho phép [n] thường lấy bằng 1,5-2,5 ở điều kiện làm việc thông thường.

Tiết diện a-a thỏa điều kiện

Tương tự ở tiết diện b-b:

Ta có:

Giới hạn mỏi uốn: 0 , 45 0 , 45 600 270 ( / 2 )

u

a

M

N mm w

)/(56,47870.2

718422

2 0

mm N w

6,011

6,0

1

1

270

7,52,6.13,9

150

16, 41,96.4,56 0,05.4,56

a

K K

Giới hạn mỏi và xoắn:

Giới hạn mỏi uốn: 0 , 45 0 , 45 600 270 ( / 2 )

a

M

N mm w

)/(8,715610.2

2436902

2 0

mm N w

6,011

6,0

1

1

270

43,3.20,6

150

7,92,38.7,8 0,05.7,8

Tiết diện e-e thỏa điều kiện

Tương tự ở tiết diện i-i:

u

a

M

N mm w

)/(28,716740.2

2436902

2 0

mm N w

6,0

1

1

270

2,353,3.34,8

150

8, 482,38.7, 28 0,05.7, 28

Tiết diện i-i thỏa điều kiện

1.5.3 Đối với trục III

u

a

M

N mm w

)/(4,751200.2

7581562

2 0

mm N w

6,011

6,0

1

270

10,93,3.7,5

150

7,112,38.7, 4 0,05.7, 4

Tiết diện g-g thỏa điều kiện

Với: b = 12 mm, các thông số còn lại như trên

  c 87N/mm2

 

2.71842

4,839.12.64

Vậy then lắp bánh răng thỏa điều kiện

Kiểm nghiệm về sức bền dập của then lắp bánh đai theo công thức:

Tiết diện e-e : b = 14 mm; h = 9 mm ; t = 5 mm; tl = 4,1 mm; k = 5 mm, r = 0,2 mm

Tiết diện i-i : b = 14 mm; h = 9 mm ; t = 5 mm; tl = 4,1 mm; k = 5 mm, r = 0,2 mm

Chiều dài then ở chỗ bánh răng thứ 2 trên trục II:

Vậy then thỏa điều kiện.

Chiều dài then ở chỗ bánh răng thứ 3 trên trục II:

Vậy then thỏa điều kiện.

Với: b = 18 mm, các thông số còn lại như trên

Khoảng cách từ trung điểm mayơ bánh đai và ổ lăn thứ I l12 77,5

Khoảng cách từ trung điểm mayơ ổ lăn thứ I và bánh răng l13 70,5

Khoảng cách từ trung điểm mayơ hai ổ lăn thứ I và II l11 141

Bảng thông số trục II

Thông số Trị số (mm)

i-i : 46Chiều dài mayơ bánh răng trên trục Bánh lớn: 80

Bánh nhỏ: 80Khoảng cách từ trung điểm mayơ ổ lăn thứ III và bánh răng II: l22 71,5

Khoảng cách từ trung điểm mayơ ổ lăn thứ III và bánh răng IV: l23 251,5

Khoảng cách từ trung điểm mayơ ổ lăn thứ IV và bánh răng III: l32 75,5

Bảng thông số trục III

Khoảng cách từ trung điểm cặp ổ lăn trên trục : l 31 163

Khoảng cách từ ổ lăn đến điểm đặt lực của bộ xích tải l x 100

Bảng thông số then trên các trục

Bánh đai Bánh răng Bánh

răng

Bánh răng

Bánh răng

1.1 Các thông số của ổ lăn.

Trên mỗi trục ta chọn cùng một loại ổ lăn và được lấy theo ổ lăn lớn nhất;

Ta có RA >RB nên ta tính gối đỡ tại A

Tải trọng tương đương Q(K R M A K K V  )t n t

Trong đó: Kt = 1 tải trọng tĩnh

Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100 0C

Kv = 1 khi vòng trong của ổ quay

Ta có RD >RC nên ta tính gối đở tại D

Tải trọng tương đương Q(K R M A K K V  )t n t (N)

Trong đó: Kt = 1 tải trọng tỉnh

Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100 0C

Kv = 1 khi vòng trong của ổ quay

Ta có RE = RF nên ta tính gối đở tại E hoặc F

Tải trọng tương đương Q(K R M A K K V  )t n t (N)

Trong đó: Kt = 1 tải trọng tỉnh

Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100 0C

Kv = 1 khi vòng trong của ổ quay

1.3 Bôi trơn ổ lăn:

Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ, vì vận tốc bánh răng thấp, không thể dùngphương pháp bắn toé để hắt dầu vào trong hộp vào bôi trơn bộ phận ổ Có thể dùng mỡ loại

T ứng với nhiệt độ làm việc từ 60 ÷ 1000C và vận tốc dưới 1500 vòng/phút (bảng 8-28)[5]