Đồ Án chi tiết máy Đề số ck 11 24 01 thiết kế hệ dẫn Động băng tải

Đề tài mà em được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có bộ hộp giảm tốc bánh răng côn răng thẳng và bộ truyền đai.. Do là lần đầu làm quen với công việc thiết kế chi tiết máy,cùng

TRƯỜNG ĐẠI HỌC THÁI BÌNH

KHOA CÔNG NGHỆ

BỘ MÔN KỸ THUẬT CƠ SỞ

-

 -ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Sinh viên thực hiện: Đỗ Việt Hoàng

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Đề số: CK.11.24.01…. THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Số liệu cho trước:

1 Lực kéo băng tải: F = 2500 ( N )

8 Yêu cầu tính chi tiết: trục 2

9 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: α =30 °

Lời Nói Đầu

Thiết Kế Đồ án Chi Tiết Máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí Môn

học này không những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn thực tế hơn đối với các kiến thức đã được học, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng của các môn chuyên ngành sẽ được học sau này.

Đề tài mà em được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có bộ hộp giảm tốc bánh răng côn răng thẳng và bộ truyền đai Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc em đã sử dụng và tra cứu một số những tài liệu sau:

1 Trịnh Chất, Lê Văn Uyển - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Tập 1,2 Nxb

Giáo dục Hà nội, 2006

2 Nguyễn Trọng Hiệp - Chi tiết máy, Tập 1,2 Nxb Giáo dục Hà nội 1994

3 Ninh Đức Tốn - Dung sai và lắp ghép Nxb Giáo dục Hà nội, 2004.

Do là lần đầu làm quen với công việc thiết kế chi tiết máy,cùng với sự hiểu biết còn hạn chế 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 khỏi những sai sót Kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các thầy cô trong bộ môn giúp cho những sinh viên như chúng em ngày càng tiến bộ trong học tập Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy

thành tốt nhiệm vụ được giao Em xin chân thành cảm ơn!

Chương 1 : Tính toán động học

1.1 Chọn động cơ

1.2 Phân phối tỷ số truyền

1.3 Tính toán thông số trên các trục

1.4 Bảng tổng hợp kết quả

Chương 2 : Thiết kế các bộ truyền

2.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng (hoặc bộ truyền trục vít)

2.1.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép

2.1.2 Xác định các thông số của bộ truyền

3.2 Lực tác dụng lên trục và khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực

3.2.1 Sơ đồ phân tích lực chung và giá trị lực / mômen xoắn

3.4.5 Sơ đồ kết cấu trục và các chi tiết lắp trên trục

Chương 4 : Thiết kế kết cấu

4.1 Các kích thước cơ bản của vỏ hộp giảm tốc

4.2 Kết cấu bánh răng

4.3 Kết cấu nắp ổ, cốc lót

Chương 5 : Bôi trơn, lắp ghép và điều chỉnh ăn khớp

5.1 Bôi trơn

5.1.1 Bôi trơn hộp giảm tốc

5.1.2 Bôi trơn ổ lăn

5.2 Bảng kê kiếu lắp, sai lệch giới hạn và dung sai lắp ghép

5.3 Điều chỉnh ăn khớp

Chương I: TÍNH ĐỘNG HỌC

Dữ liệu cho trước:

- Lực kéo băng tải: F = 350 (N)

- Vận tốc băng tải: v = 1,49 (m/s)

- Số răng đĩa xích tải : z = 13 ( răng )

- Bước xích tải : P = 85 ( mm )

1 Chọn động cơ điện

 Chọn động cơ điện xoay chiều.

 Với hệ dẫn động bang tải dung hộp giảm tốc thì sử dụng động cơ 3 pha không đồng bộ với kiểu roto lồng sóc.

1.1 Công suất làm việc:

Trường hợp tải trọng không đổi, công suất tính toán chính là công suất làm việc trên trục máy công tác :

• Hiệu suất bộ truyền bánh răng ηbr = 0,97

• Hiệu suất một cặp ổ lăn ηôl = 0,99

• Hiệu suất khớp nối ηkn = 1

Do vậy : η = η br η ôl3 η x η kn = 0,97 ×0,993 × 0,96 × 1 ≈ 0,9

1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Công suất cần thiết trên trục động cơ điện được xác định theo công thức:

4,05

1.4 Số vòng quay trên trục công tác:

Số vòng quay trên trục công tác của hệ dẫn động băng tải :

• Tỷ số truyền của bộ truyền xích ux = (2÷3)

• Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ ubr = (3÷5,5)

Tỷ số truyền chung :

Uc= un × ut = ux × ubr = ( 2 ÷ 3 ) × ( 3 ÷ 5,5) = ( 6 ÷ 16 5 )

1.6 Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ:

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ được tính theo công thức:

Số vòng quay đồng bộ của động cơ : nđc≈ nsb=1000(v / ph) Công suất của động cơ : Pđc ≥ Pct=4,52(kW )

 Thông số động cơ được chọn:

2 Phân phối tỷ số truyền:

2.1 Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống

- Theo tính toán ở trên ta có:

2.2 Phân phối tỉ số truyền cho hệ :

Chọn trước tỉ số truyền của bộ truyền trong

Công suất P (kW) 4,49 4,45 4,28 4,075

Chương II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

 Thông số yêu cầu : • P = PⅡ = 4,28 ( kW )

- Do điều kiện làm việc êm và hiệu suất của bộ truyền xích yêu cầu

cao nên chọn loại xích ống con lăn

k : Hệ số kể đến đk làm việc của bộ chuyền xích

kz: Hệ số kể đến sự khác nhau của số răng thực tế khác số răng thí nghiệm

kn: số vòng

P : Công suất cần truyền (P = PⅡ=4,28 kW)

Pt : Công suất tính toán

 Chọn bộ truyền xích thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có sốrăng và vận tốc vòng đĩa xích nhỏ nhất là:

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

Chọn a = 40 ϵ (30 ÷ 50)p => Tra bảng trên ta được : ka = 1

 kđc : Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích:

Do bánh răng chủ động : Nghiên phải

 kbt : Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn:

Do môi trường làm việc : Có bụiTra bảng , ta được kbt = 1,3

bộ truyền ngoài làm việc trong môi trường có bụi , chất lỏng bôi trơnđạt yêu cầu

 Thay vào công thức (**)

Tra bảng trên với loại xích ống con lăn, bước xích p = 12,7 (mm)

=> Số lần va đập cho phép của xích: [i] = 60

¿d2= p

sin(Z π2)

= 12,7 sin(72,5π )=193,175(mm)

 Đường kính đỉnh răng:

{ ¿d a 1=p[0,5+cot g(Z π1) ]=12,7.[0,5+cot g(25π ) ]=106,88(mm)

¿d a 2=p[0,5+cot g(Z π2) ]=12,7.[0,5+cot g(72,5π ) ]=299,25(mm)

 Bán kính đáy: r =0,5025 d1’+0,05

do E1 = E2 = 2,1.105 MPa : Cả hai đĩa xích cùng làm bằngthép.

 σ H 1=0,47√k r(F t K đ+F v đ) E

Vật liệu đĩa xích Thép 45 [σ H]=500 (MPa)

Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ d1 101,33 (mm)

Đường kính vòng chia đĩa xích lớn d2 193,175 (mm)

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ da1 106,88 (mm)

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn da2 299,25 (mm)

Bán kính đáy r 3,94 (mm)

Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ df1 93,45 (mm)

Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ df2 185,295 (mm)

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG

Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Thông số đầu vào:

Bánh chủ động: {¿σ0H lim 1=2 H B1+70=2.245+ 70=560(MPa)

¿σ F lim 10 =1,8 H B1=1,8.245=441(MPa)Bánh bị động: {¿σ0H lim 2=2 H B2+70=2.230+70=530( MPa)

¿σ F lim 20 =1,8 H B1=1,8.230=414 (MPa)

KHL,KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và

chế độ tải trọng của bộ truyền:

NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền

chịu tải trọng tĩnh => NHE= NFE= 60c.n.t∑ , trong đó:

c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1

Ta có: NHE1> NHO1 => lấy NHE1= NHO1 => KHL1= 1

NHE2> NHO2 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= 1

NFE1> NFO1 => lấy NFE1= NFO1 => KFL1= 1

NFE2> NFO2 => lấy NFE2= NFO2 => KFL2= 1

Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng => [σ H]=[σ H 1]+[σ H 2]

T1 – Moment xoắn trên trục chủ động: T1 = 81109 (N.mm)

[σH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 495,46 (MPa)

u |.100 %=|4−44 |.100 %=0<4% thoả mãn

c Xác định góc nghiêng răng

2 a w =

2 (25+100) 2.130 =0.96

d Xác định góc ăn khớp αtw

α t=α tw=arctg(c os β tgα )=ar ctg(tg 2 00,960)=20,7 30Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở βb:

¿dw2=2 aw−d w 1=2.130−52=208(mm)Vận tốc trung bình của bánh răng: v= π d w 1 .n1

60000 =

π 52 1460

60000 =3,98(m/ s)Tra bảng B6.13

106 [1] với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 3,98 (m/s)

ta được cấp chính xác của bộ truyền là: CCX= 9

3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

a Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc

[σ H] - Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ H]=[σ H] Z R Z v K xH=495,460,95.1=470,69(MPa)

ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp: Tra bảng

Yβ – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

YF1, YF2 – Hệ số dạng răng: Phụ thuộc vào số răng tương đương ZV1

và ZV2:

{¿Z v 1= Z1

cos3β=

25 cos31 5,9 40=28,12

¿Z v 2= Z2

cos 3β=

100 cos 3 15,9 4 0 =112,48Tra bảng B6.18

c Kiểm nghiệm về quá tải:

¿σ Fm ax1=K qt σ F 1=2,2.106,5=234,3(MPa)≤[σ F 1]m ax=464 (MPa)

¿σ Fm ax2=K qt σ F 2=2,2.100,89=221,96(MPa)≤[σ F 2]m ax=360 (MPa)

3.7 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng

{ ¿d a 1=d1+2 m=52+2.2=56 (mm)

¿d a 2=d2+2 m=208+2.2=212(mm)Đường kính đáy răng:

{ ¿d f 1=d1−2,5 m=52−2,5.2=47(mm)

¿d f 2=d2−2,5 m=208−2,5.2=203(mm)Đường kính vòng cơ sở:

PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 4.1 Tính toán khớp nối

Thông số đầu vào:

4.1.1 Chọn khớp nối:

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

Ta chọn khớp theo điều kiện:

{¿T t ≤ T kn cf

¿d t ≤ d kn cf

Trong đó:

dt – Đường kính trục cần nối: dt = dđc =48 (mm)

Tt – Mô men xoắn tính toán: Tt = k.T với:

k – Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy Tra bảng

68 [2] với điều kiện: {¿T t=139220,68(N mm)≤ Tkn cf

4.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối

a Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi:

σ d= 2 k T

[σ d] - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su Ta lấy [σ d]=(2 ÷ 4)MPa;

Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vùng đàn hồi:

σ d= 2 k T

2.1,7 81894,52 8.130 14 28 =0,68(MPa)<[σ d]

b Điều kiện bền của chốt:

Mô men cần truyền: T = Tđc = 81894,52 (N.mm)

Đường kính trục động cơ: dđc = 48 (mm)

σ u= k T l10,1.d03 D0 Z ≤[σ u], trong đó:

[σ u]- Ứng suất cho phép của chốt Ta lấy [σ u]=(60÷ 80) MPa;

Do vậy ứng suất sinh ra trên chốt:

0,1.d03 D0 Z=

1,7.81894,52.34 0,1.1 4 3 130.8 =16,43(MPa)≤[σ u] 4.1.3 Lực tác dụng lên trục

4.1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:

Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được T kn cf 500 (N.m)Đường kính lớn nhất có thể của trục nối d kn cf 50 (mm)

Chiều dài đoạn công xôn của chốt l1 34 (mm)

TI – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục I: TI = 81109(N.mm)

[τ] - Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộpgiảm tốc ta chọn [τ] = 15 (MPa)

[τ] - Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộpgiảm tốc ta chọn [τ] = 25 (MPa)

d sb 2=√3 3147570,2.25 =39,87 (mm)

Ta chọn: {¿d sb 1=40 (mm)

¿d sb 2=45 (mm)

4.2.4 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

a Xác định chiều rộng ổ lăn trên trục

Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục, chọn theo bảng B10.3

189 [1]-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1=10 mm;

-Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2=10 mm;-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=5mm;-Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=20mm

Fa = Fa1 = Fa2 =890,99 (N)

Trục II:

Từ hệ phương trình cân bằng lực: { ¿∑⃗F i=0

¿∑M i=∑⃗F i l i=0Trong đó:

4.5 Tính thiết kế trục

4.5.1 Tính sơ bộ trục I

+Với d2sb = 30mm Ta chọn đường kính các đoạn trục:

-Tại tiết diện lắnp bánh răng: d12 =30 mm

-Tại tiết diện lắp ổ lăn: d11 = d13=25mm

-Tại tiết diện lắp khớp nối : d10 =20 mm

-Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng khi tính sơ bộ.

d21=√3 M t đ 21

0,1.[σ]=

3

√340552,690,1.50 =40,84 mm-Tại tiết diện bánh răng:

d22=√3 M t đ 22

0,1.[σ]=

3

√309431,510,1.50 =39,55 mm-Tại tiết diện lắp ổ lăn:

Chiều sâu rãnh then

Bán kính góc lượn của rãnh

+Kiểm nghiệm độ bền của then:

a Tại tiết diện 2-2 (tiết diện lắp bánh răng)

-Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then Chọn lt=(0,8…0,9)lm12= (0,8…0,9)67,5 = 56 mm

Với then làm bằng thép, tải va đập nhẹ ta chọn được

Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2):

τ c= 2T

2.314757 45.56 14=17,84 MPa<[τc]

=> thỏa mãn

b Tại tiết diện 2-0 (tiết diện lắp bộ truyền ngoài)

-Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then Chọn lt=(0,8…0,9)lm10=(0,8…0,9)67,5 = 63 mm

Với then làm bằng thép, tải va đập nhẹ ta chọn được

4.6.Kiểm nghiệm trục ( trục II) theo độ bền mỏi.

Với thép 45 có: σ b=600 MPa, σ−1=0,436 σb=0,436.600=261,6 MPa

Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục.

Dựa vào biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn trên trục I ta thấy các tiết diện nguy hiểm là tiết diện lắp bánh răng 2 và tiết diện lắp ổ lăn 1.Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hế số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đó thỏa mãn điều kiện sau:

s=s σ s τ/√s σ2+s τ2≥[s]

Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho ,[s] = 1,5 2,5

s , s - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức sau:

Trong đó :-1, -1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng a,

avà m, m là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diên xét

Chọn sơ bộ kiểu lắp H 7 r 6 theo bảng B10−11

Ứng suất uốn biên :σ a= M

C= 21,10 kN ; C0 =14,90 kN.

5.2.Chọn ổ lăn cho trục II

5.2.1.Chọn loại ổ lăn

a Phản lực hướng tâm lên các ổ là :

+ phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn bên trái bánh răng

Tra bảng P2.12/264, với loại ổ cỡ trung hẹp, ta chọn được loại ổ bi đỡ chặn

có kí hiệu là 46308 có các thông số sau :

5.2.4.Lực dọc trục hướng tâm sinh ra trên các ổ

Q1 = ( X1.V.Fr1 + Y1.F1a ) kt kd =(1.1.4654,46 + 0.1396,34).1.1=4654,46 (N)Tải quy ước Q = max(Q0 , Q1 )= 4654,46 N

5.2.7 Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động

Ta có: C d=Q m

√L

Với :

m: bậc của đường cong mỏi, m=3 do tiếp xuc điểm ;

L: Tuổi thọ của ổ bi đỡ Với Lh= 18500 giờ

Tuổi thọ của ổ lăn:

L = Lh.n1.60.10-6 = 18500 1460 60 10-6 = 405,15 (triệu vòng)

Q = 4654,46 N

Cd = 4654,46.3

√405,15=34440,90 N= 34,44 kN < C = 39,2 kNThoả mãn điều kiện tải động

5.2.8.Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh

Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ.Chọn vật liệu

để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu là GX15-32

Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục

6.1.2 Kết cấu nắp hộp

Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32

Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc

Chiều dày: Thân hộp, δ

Nắp hộp, δ 1

δ = 0,03a + 3 = 0,03.130 + 3 = 7 (mm) Chọn δ = 8 (mm)

δ 1 = 0,9.7 = 0,9.8 = 7,2 (mm) chọn σ1 =7 Gân tăng cứng: Chiều dày, e e = (0,8÷1)δ = 5,6÷ 7 mm Chọn e = 8 (mm)

d 2 = (0,7÷0,8)d 1 = 11,2÷12,8 mm chọn d 2 = 12(mm)

d 3 = (0,8÷0,9)d 2 = 9,6÷10,8 mm chọn d 3 = 10 (mm)

d 2 = (0,6÷0,7)d 2 = 7,2÷8,4 chọn d 4 = 8 (mm)

d 2 = (0,5÷0,6)d 2 = 6÷7,2 chọn d 2 = 6 (mm) Mặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp, S 3

K 2 = E 2 +R 2 +(3÷5)=19+16+3=38 (mm)

E 2 = 1,6d 2 = 1,6.12=19,2(mm) chọn E 2 = 19 (mm)

R 2 = 1,3d 2 =1,3.12=15,6 (mm) chọn R 2 = 16 (mm) Chọn h = 45 (mm)

Giữa bánh răng với thành trong hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Giữa mặt bên của các bánh răng với

Để kiểm tra qua sát các chi tiết máy trong khi lắp ghép và để đổ dầu vào

hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm.Dựa vào bảng B18.5

92 [2] ta chọn được kích thước cửa thăm như hình vẽ sau

(mm)

K(mm)

R(mm)

Vít(mm)

Sốlượng

6.2.4.Nút thông hơi

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên.Để giảm áp suất và điều hòa

không khí bên trong và ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi.Nút thông

hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm Tra bảng B18.6

93 [2] ta có kích thước nút thông hơi

15

45

36

18

36

32

6.2.5.Nút tháo dầu

Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp, bị bẩn (do bụi bặm và do hạt mài), hoặc bị biết chất, do đó cần phải thay dầu mới.Để thay dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu.Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút

tháo dầu Dựa vào bảng B18.7

93 [2] ta có kích thước nút tháo dầu

6.2.6.Kiểm tra mức dầu

Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu có kết cấu kích thước

như hình vẽ

6.2.7.Chốt định vị.

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chữa đường tâm các

trục.Lỗ trụ lắp ở thân hộp & trên nắp được gia công đồng thời, để đảm bảo

vị trí tương đối giữa nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp

ghép, ta dùng 2 chốt định vị, nhờ các

chốt định vị khi xiết bulong không làm biến dạng ở vòng ngoài của ổ

Thông số kĩ thuật của chốt định vị là

d=4

c=0,6

l=38