Đồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động cơ khí

Lời mở đầu Môn học chi tiết máy là một trong những môn học cơ sở giúp cho sinh viên chuyênngành cơ khí có một cách nhìn tổng quan về nền công nghiệp đang phát triển như vũ bão.Đây là môn

Lời mở đầu

Môn học chi tiết máy là một trong những môn học cơ sở giúp cho sinh viên chuyênngành cơ khí có một cách nhìn tổng quan về nền công nghiệp đang phát triển như vũ bão.Đây là môn học đóng vai trò quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư và các cán bộ kỹthuật, nguyên lý làm việ và phương pháp tính toán các chi tiết phục vụ cho các máy mócngành công _ nông nghiêp, giao thông vận tải,……

Thiết kế đồ án chi tiết máy là sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết và thực nghiệm, từ đósinh viên có cơ hội tổng kết lại những lý thuyết và làm quen với công việc thiết kế

Trong các nhà máy xí nghiệp, khi cần vận chuyển vật liệu rời chủ yếu sử dụng các máyvận chuyển gián đoạn, các máy vận chuyển liên tục Khác với các máy vận chuyển giánđoạn, các thiết bị máy vận chuyển có thể làm việc trong một thời gian dài, việc vận chuyển

có năng suất cao và được sử dụng rộng rãi khi vận chuyển các vật liệu rời người ta đã sửdụng băng tải Băng tải thường được sử dụng để vận chuyển các loại vật liệu như: than đá,cát, sỏi, thóc…

Băng tải thường được cấu tạo bởi ba bộ phận chính: Động cơ truyền lực và mô men xoắncho hộp giảm tốc tiếp đó đến băng tải Hộp giảm tốc thường dùng cho băng tải là hôp giảmtốc bánh răng trụ một cấp, hai cấp, bánh vít_trục vít, bánh răng_ trục vít

Để làm quen với việc đó, em được giao Thiết kê hệ dẫn động băng tải (xích_tải),vớinhững kiến thức đã học và sau một thời gian nghiên cứu cùng với sự hướng dẫn tận tình của

thầy Văn Hữu Thịnh_cán bộ giảng dạy thuộc bộ môn chi tiết máy, đến nay đồ án của em đã

được hoàn thành Tuy nhiên, vẫn còn bị hạn chế về kinh nghiệm thực tế, nên đồ án của emkhông tránh khỏi những thiếu sót Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy cô trong bộmôn để đồ án của em được hoàn thiện hơn

Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ em, đặc biệt làthầy hướng dẫn

1

-Tp Hồ Chí Minh, ngày 5 tháng 5 năm 2012

Sinh viên thực hiện

(Ký, ghi rõ họ tên)

Nguyễn Trọng Nghĩa

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

Tp.HCM, ngày tháng 05 năm 2012.

Giảng viên hướng dẫn

( Ký , ghi rõ họ tên )

Trường ĐHSPKT Tp.HCM ĐẦU ĐỀ THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Khoa Cơ khí Chế tạo máy THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

A ĐẦU ĐỀ:

1.Sơ đồ động

Gồm:

1: Động cơ điện 2: Nối trục

3: Hộp giảm tốc

4: Bộ truyền xích

5: Thúng tròn

2 Các số liệu ban đầu:

a Công suất truyền trên trục công tác ( P) : 5,2 (KW)

b Số vòng quay trên trục công tác (n) : 98 (vòng/phút)

c Số năm làm việc (a) : 5 (năm)

3

Đặc điểm của tải trọng:

Tải trọng va đập nhẹ Quay một chiều

4

Ghi chú :

Năm làm việc (y) 300 ngày, ngày làm việc 2 ca, 1 ca 6 giờ

Sai số cho phép về tỷ số truyền Δu=2-3%u=2-3%

B KHỐI LƯỢNG CỤ THỂ:

1 Một bản thuyết minh về tính toán

2 Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc ( khổ A0)

B : TÍNH CHỌN THEN VÀ KHỚP NỐI 57

C TÍNH TOÁN THIẾT KẾ Ổ LĂN 60

Phần V :TÍNH THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 64

TÀI LIỆU THAM KHẢO

PHẦN I TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN :

1.1 Chọn kiểu loại động cơ điện :

Trong công nghiệp thường sử dụng nhiều loại động cơ song chúng ta cần chọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất để vừa đảm bảo yếu tố kinh tế vừa đẩm bảo yếu tố kỹ

thuật Dưới đây là 1 vài loại động cơ thường gặp :

- Động cơ điện một chiều: loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đổi trị số củamômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng, đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễdàng nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành đắt, khó kiếm và phải tăng thêm vốnđầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu, do đó được dùng trong các thiết bị vận chuyển bằng điện,thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm

- Động cơ điện xoay chiều : bao gồm 2 loại : một pha và ba pha

+ Động cơ xoay chiều một pha có công suất nhỏ do đó chỉ phù hợp cho dân dụng là

chủ yếu

+ Động cơ xoay chiều ba pha : gồm hai loại: đồng bộ và không đồng

- Động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm hiệu suất cao, hệ số tải lớn nhưng có nhược

điểm: thiết bị tương đối phức tạp, giá thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động

cơ, do đó chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (>100kw), và khi cần đảmbảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc

- Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu: rôto dây cuốn và rôto lồng sóc

- Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc trong

một phạm vi nhỏ ( khoảng 5), có dòng mở máy thấp nhưng cos thấp, giá thành đắt, vậnhành phức tạp do đó chỉ dùng hợp trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp củadây chuyền công nghệ

- Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc có ưu diểm là kết cấu đơn giản, giá

thành hạ, dễ bảo quản, song hiệu suất thấp (cos thấp) so với động cơ ba pha đồng bộ,không điều chỉnh được vận tốc

Từ những ưu, nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của ta, ta đã chọn Động

cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc.

1.2 Chọn công suất động cơ:

Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ đảm bảo khi động cơ làm việc nhiệt sinh ra không quá mức cho phép Muốn vậy :

P : công suất đẳng trị trên trục động cơ

Vì tải thay đổi nên : Pdt dc=

ck

i ct lv

ct i i

dc

t P

1

ct lv

P : công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác

i

P : công suất phụ tải trên trục công tác ở chế độ thứ i

dc lv

P : công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ

t i ,t ck : Thời gian làm việc ở chế độ thứ i và thời gian cả chu kỳ

Plv dc =





ct dt

Trong đó : x : Hiệu suất bộ truyền xích

brt: Hiệu suất của một cặp bánh răng ăn khớp

o : Hiệu suất của một cặp ổ lăn

k: Hiệu suất của nối trục đàn hồi

=> Công suất cần thiết trên trục động cơ là:Pct =05,89,2 = 5.84 (KW)

Với công suất cần thiết Pct = 5,84 (KW) Ta tra bảng 1.2/235 ta lấy động là: 1500

(vòng/phút)

 Pct = 7 (KW) ; ndc = 1440 (vòng/phút) ; Kiểu động cơ DK 52-4

II PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN :

Tỉ số truyền của toàn hệ thống:

U

U U

2 Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp :

Uh = Un.Uc

Đê đảm bảo bôi trơn HGT thì ta phải chọn Un = (1,2 ÷ 1,3 )Uc

ph v u

67 , 5 10 55

53 5 10 55 ,

34 , 5 10 55 ,

Nmm

4 Bảng số liệu tính toán:

I/- CHỌN LOẠI XÍCH:

Có 3 loại xích : xích ống , xích con lăn và xích răng Trong 3 loại trên ta chọn xích con lăn để thiết kế bởi vì chúng có ưu điểm là :

- Có nhiều trên thị trường do đó dễ thay thế

- Chế tạo không phức tạp bằng xích răng

- Phù hợp với vận tốc yêu cầu

- Độ bền mòn của xích con lăn cao hơn xích ống

Vì công suất không lớn lên ta chọn xích con lăn 1 dãy

II/- Xác định các thông số xích và bộ truyền:



Vì số vòng quay đĩa nhỏ n1=nx=190,6 (v/ph), nên ta chọn n01 = 200(v/ph).

6 ,

k0: Hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí bộ truyền, lấy k0=1,25

(Chọn độ nghiêng giữa bộ truyền và phương ngang > 600)

ka: Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, lấy ka = 1( Khoảng cách trục a=(30 50)p )

kdc: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích, lấy kdc = 1,25 (ứng với vị trí trục được điều chỉnh một trong các đĩa xích)

kbt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn, lấy kbt = 0,8 ( vì môi trường không bụi, bôitrơn loại I)

kd: Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng, lấy kd = 1,2 (vì tải trọng động)

Kc: Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền , lấy kc = 1,25(làm việc 2ca/ngày).Vậy:

Ptx = 11,169 (KW) < [P] = 19,3 (KW).

Thoả mãn điều kiện (1)

Theo bảng 5.8[I]/83 với n1 = 196,6 < 300(v/ph)

p = p max = 50,8(mm), với pmax là bước xích lớn nhất cho phép

 Thoả mãn điều kiện va đập đối với bộ truyền

4 , 25 25 50 2

50 25 4 , 25

1016 2 4

2

Chọn a = 0,004.a  5.

Do đó: a = 1271,85 – 5 = 1266,66 (mm)

Sau khi xác định được số mắt xích và khoảng cách trục, cần tiến hành kiểm nghiệm số lần

va đập i của bản lề xích trong một giây:

8 , 2 118 15

6 , 196 25

Điều kiện : i  [i]

[i]: Số lần va đập cho phép trong một giây

Tra theo bảng 5.9[I]/85 Dựa vào P = 25,4mm ta có: [i] = 30

Vậy i = 2,65 < [i] =30 => thoả mãn

Q s

V t

43,196.4,25.2510

.60

3 3

6 , 6

kf: Hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền, f = (0,010,02)a

Lấy kf = 1 ( Bộ truyền nghiêng một góc > 600)

 F0 = 9,81.3,8 1038,85.10-3 = 47,40(N)

Vậy ta tính được s

2 27 61 , 16 40 , 47 65 , 2658 2 , 1

10 7 , 88

Vậy S = 27,2> [S] = 8,2  Bộ truyền xích đảm bảo độ bền

5/ Xác định các thông số của đĩa xích và kiểm nghiêm độ bền tiếp xúc:

a/ Xác định thông số của đĩa xích:

- Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định theo công thức:

P



25 180

75 ,

75 , 31

mm Sin

0,5

2

mm g

- Đường kính vòng chân của đĩa xích 1,2:

df1 = d1 - 2r Tra bảng 5.2[I]/78 với p=25,4=> d1 = 19,05 (mm)

 

1 1

.

.

47 ,

kd

vd d

t r H

k A

E F k

P = 25,4 mmm:số dãy xích m = 1

 FVd1 = 13.10-7 196,6 25,43.1 = 8.17 (N)

Ft: Lực vòng = 2658,65 (N)

kd: Hệ số tải trọng động, tra bảng 5.6[I]/82 ta lấy kd = 1,2

A: Diện tích chiếu của mặt tựa bản lề, tra bảng 5.12[I]/87 ta được

A = 262 (mm2)

Kkd: Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kkd = 1 vì có 1 dãy

E =

2 1

2 12

E E

E E

E1,E2: Mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa

E = 2,1.105 MPa

Vậy ứng suất tiếp xúc H:

1 180

10 1 , 2 06 , 4 2 , 1 3267

42 , 0 47 ,

Mà theo trên ta tra bảng được [H1] = 500 ÷ 600 MPa

Thoả mãn điều kiện H1<[H1]

Đĩa xích 2:

Tương tự đĩa xích 1 ta có điều kiện:

   

2 2

2 2

.47,

kd

vd d t r H

A k

E F k F k

10 1 , 2 06 , 4 25 , 1 3267 24 , 0 47 , 0

P

k x

10

6 7

Kx: Hệ số kể đến trọng lượng xích Lấy kx = 1,05

 Fr = 1,05.3267 = 2791,58(N)

PHẦN III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

I Bộ truyền bánh răng cấp nhanh (răng tru răng thẳng)

1 Chọn vật liệu

*Bánh răng nhỏ:Thép 45 tôi cải thiện: b= 850 N/mm2

c = 580 N/mm2

HB=245 phôi rèn (giả thiết đường kính phôi nhỏ hơn 100 mm)

*Bánh răng lớn:Thép CT35 thường hóa: : b= 750 N/mm2

c = 450 N/mm2

HB=230 phôi rèn(giả thiết đường kính phôi 300-500 mm)

2 Tính ứng suất cho phép

a Ứng suất tiếp xúc cho phép.

- Số chu kỳ thay đổi về ứng suất tương đương NHE

NHE = 60.c [( )3 .ni.ti ]

= 60.c.ni.t [( )3

NHE = NFE = N =60.1.1440.38000=37843.105

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thỏa mãn về tiếp xúc

509 

=495,4 (N/mm2)

b.Ứng suất uốn cho phép.

- Số chu kỳ thay đổi về ứng suất tương đương NFE

NFE = 60.c [( )mF .ni.ti ]

= 60.c.ni.t [( )mF Với mF = 6 là bậc của đường cong mỏi

= 252 (N/mm2)

 [ ]2 =1414,75 = 236,5 (N/mm2)

c.Ứng suất cho phép khi quá tải

- Với bánh răng thường hóa

24 , 1 69 , 46025

= 461,88 MPa

=> = 461,88 Mpa  [ ] = 495,4 MPa

=> Thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn và về quá tải đều đạt yêu cầu

**Các thông số bánh răng cấp nhanh

Thông số Giá trị đơn vị

1.Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền:

a)Xác định sơ bộ khoảng cách trục :

3

2 2

2 2

2

][

.)

1(

ba H

H a

w

u

K T u

K a

K : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về

tiếp xúc.Tra bảng 6.7 với bd = 0.55 => KH = 1,03 (sơ đồ 3)

T2 =135227,25 N.mm

60 , 365 ( )

4 , 0 46 , 2 4 , 495

03 , 1 25 , 38597 ).

1 51 , 2 (

866,0.134.2)1(

cos 2

o o w

w

t

a

z z m a

134 2 1

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

,

1

2 1

) 9 , 31 sin(

2 , 40

c) kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ứng suât tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau :

3

2

)1.(

2

w m W

m H H

M H

d u b

u K T Z Z

Z : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:

)2sin(

cos2

tw

b H

) 77 , 29 cos(

2

1 1

K K T

d b V K

2

1

2

3

H

u

a v g

V  0

 Vận tốc vòng của bánh răng 3 :

10.60

41,478.57,76.10

.60

3 3

K : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng, Tra bảng 6.7[I]98 => : K H  1 , 07

Trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp Hvà F

Tra bảng 6,15 => H 0,002

Tra bảng 6.16 => g0 = 73

5 , 2

134 92 , 1 73 002 ,

2

57 , 76 134 3 , 0 052 , 2 1

2

1

2

3

K K T

d b V K

57,76.5,2.134.3,0

)15,2(232,1.25,135227

2.83,0.55,1.274

)1.(

2



w m W

m H H

M H

d u b

u K T Z Z

=> Do đó cần tăng thêm khoảng cách trục aw và tiến hành kiểm nghiệm lại Kết quả được

Với aw= 105 mm, H 460(MPa)H470,7(MPa)

=>Thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc

d) Kiểm tra răng về độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép :

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

F

2

3 3

3 2

4

F

F F

1 1

Y ,Y F4: Hệ số dạng răng của bánh 3 và 4, phụ thuộc vào số răng tương đương

849 , 0

27 cos 3 3

67 cos 3 3

+ K F : Hệ số kể dến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính

về uốn, Tra bảng 6.7[I]/98: K F  1 , 17

+ K F: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng không

đồng thời ăn khớp, Tra bảng 6.14[I]/104: K F 1,37.

+ Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :

K K T

d b V K

2

1

2

3





6 , 14

51 , 2

134 92 , 1 73 006 , 0

F

u

a v g

37 , 1 17 , 1 25 , 135227

2

57 , 76 2 , 40 14 , 6

5 , 2 80 42

7 , 3 772 , 0 689 , 0 67 , 1 25 , 135227

2

.

2

3

3 3

3 2

3

F

w w

F F

F

MPa

m d b

Y Y Y K T

.

4 3

4 3

 Vậy bánh răng thoả mãn điều kiện độ bền uốn

e)Kiểm nghiệm răng về qua tải:

Căn cứ vào sơ đồ tải trọng, ta nhận thấy khi làm việc răng có thể bị quá tải (lúc mở máy , hãm máy ) với hệ số quá tải :

qt

• ứng suất tiếp xúc cực đại :

1 7 , 470

=> Thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

• ứng suất uốn cực đại :

82 , 105 1 82 , 105

4

max

Thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

d f4 234 mm

PHẦN IV THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

A TÍNH THIẾT KẾ TRỤC

I Chọn vật liệu:

- Trục của HGT chỉ chịu tải trọng nhỏ, ta dùng thép CT45 tôi cải thiện σb = 600 Mpa,

σch= 340 Mpa, ứng suất xoắn [T] = 20 – 30 Mpa

II Tính thiết kế sức bền trục:

1 Tải trọng tác dụng lên trục:

a) Xác định chiều và trị số của các lực từ các bộ truyền bánh răng:

- Dựa vào các chiều quay của băng tải ta xác định được chiều quay của các bánh răng.Chọn chiều nghiêng của các bánh răng như hình là hợp lý bởi vì tổng lực dọc tácdụng lên ở trục II là nhỏ nhất

- Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng nhanh:

Ft1 =

1

1 2

dW

T

= 54

38597

20 17 ,

Đường kính trục được xác định xác định theo moment xoắn theo CT:

d ≥ 3

] [ 2

,

T

Trong đó T là moment xoắn của bộ truyền tác dụng lên trục

[T] _ ứng suất xoắn cho phép [T] = 15 – 30 Mpa

D1 ≥ 3 1

] [ 2 ,

0 T

T

= 3

20 2 , 0

69 , 46025

= 21.29 (mm)Làm tròn d1 = 25 (mm)

D2 ≥ 3 2

] [ 2 ,

0 T

T

= 3

20 2 , 0

25 , 135227

= 30,37 (mm)Chọn d2 = 30 (mm)

D3 ≥ 3 3

] [ 2 ,

0 T

T

= 3

20 2 , 0

55 , 330692

= 40,65 (mm)Chọn d3 = 40 (mm)

2 Xác định lực giữa các gối đỡ và điểm đặt lực Dựa theo đường kính trục sơ bộ, ta sử

Các kích thước liên quan tra bảng 10-3 (189)

Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hay

khoảng cách giữa các chi tiết quay

K1 = 10

Khoảng côngxon trên trục tính từ chi tiết ngoài hộp đến gối đỡ: