đề tài đồ án chi tiết máy thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Thiết kế chi tiết máy là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ sở tính toán và thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng như các chỉ tiết máy.. Đề tài:”Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấ

TRUONG PAI HOC CONG NGHIEP TP HO CHi MINH

DO AN CHI TIET MAY

DE TAI

Thiết kế hệ thống dẫn động băng tai

Giáo viên hướng dẫn :

Ho tén sinh vién: VU THANH DAC 10340421

MỤC LỤC

PHAN I: CHON DONG CO DIEN VA PHAN PHOI

TI SO TRUYEN

I CHON ĐỘNG CƠ ĐIỆN

Il PHAN PHOI Ti SO TRUYEN

THIET KE CAC BO TRUYEN PHAN II: THIET KE BO TRUYEN DAI

PHAN III: THIET KE BO TRUYEN BANH RANG

11.1 THIET KE BO TRUYEN BANH RANG CAP NHANH

PHAN VII: THIET KE CAU TAO CAC CHI TIET MAY, BOI TRON

PHAN VIII: DUNG SAI LAP GHEP, CHON CAC KIEU LAP

PHAN IX: TINH VA CHON DUNG SAICHE TAO TRUC 44

Trang:

-2-LỜI NÓI ĐÀU

Đối với nhiều ngành trong trường Đại học Kỹ thuật, sau khi học xong phần

lý thuyết học sinh sẽ bước qua giai đoạn thiết kế đồ án môn học Đối với môn học

Chi Tiết Máy cũng vậy

Thiết kế chi tiết máy là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ sở tính

toán và thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng như các chỉ tiết máy Đây là đề tài thiết kế chính xác đầu tiên đối với mỗi sinh viên ngành cơ khí Nhiệm vụ chung là

thiết kế hệ thống dẫn động từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành

Đề tài:”Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi ” có các ưu điểm là bộ truyền làm việc êm, truyền được công suất lớn, lực dọc trục được triệt

tiêu, kết cầu hộp giảm tốc tương đối đơn gián dễ chế tạo, dễ bôi trơn, các bánh

răng va 6 bó trí đối xứng, vì vậy trục chịu tải tương đối đồng đều Nhưng bên cạnh

đó hộp giảm tốc có cấp tách đôi có nhược điểm là chiều rộng của hộp lớn „cấu tạo

bộ phận ô phức tạp , số lượng chỉ tiết và khối lượng gia công tăng

Khi thiết kế đồ án Chi Tiết Máy sinh viên lần đầu tiên bắt tay vào một công việc mới mẽ, rèn luyện, vận dụng nhiều kiến thức để giải quyết các vấn đề có liên

quan đến thực tế Đồ án này là sản phẩm thiết kế đầu tay, tuy còn mang nặng tính

lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu chuyên ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý thức sâu sắc về công việc cũng như nghiên cứu và tính toán

Trong đồ án vấn đề sai sót là không thể tránh khỏi, kính mong quý thầy cô

tận tình chỉ bảo để giúp em bố sung những khuyết điểm, những khúc mắc còn tồn

tại và có thêm kiến thức đề tiếp tục thực hiện các đề tài sau nay

Xin chân thành cảm ơn quý thầy cô

Trang:

2 Số liêu ban đầu:

a Cong suất truyền trên trục công tác (P): 7,0 (kW)

b Số vóng quay của trục công tác (n: 55 (vong/phtt)

c Số năm làm việc (a): 6 (năm)

3 Đặc diễm của tải trọng:

Tải trọng va đập nhẹ, quay 1 chiều

1 Ghi chú:

Năm làm việc (y) 300 ngày, ngày làm việc 2 ca, mỗi ca 8 giờ

A KHÓI LƯỢNG CỤ THÊ:

1 Một bản thuyết minh về tính toán

-4-PHAN I: CHON DONG CO DIEN

L.Chon đông cơ điện:

- Ta có công suất truyền tính toán trên các trục máy công tác: P =7 (kW)

- Công suất cần thiết trên trục động cơ điện: Py = A

Với 1? =11„,111371), :hiệu suất truyền động

- Qua số liệu tra bảng 2.13ta được:

Hiệu suất khớp nối : Ny = 1

Hiệu suất 1 cap 6 lin : 71„= 0,995

Hiệu suất I cặp bánh răng : 77,„ =0.97

Hiệu suất bộ truyền xích : ??, = 0.97

Trong đó: nạ : vận tốc quay của đông cơ

n_: số vòng quay của trục công tác

PHAN II: TINH TOAN BO TRUYEN XiCH

I Chon loại xích:

Vi tai trong xich va dap nhe va van tốc thấp nên ta chọn xích con lăn,đễ chế tạo,độ

bền mòn cao

II Xác đỉnh các thông số của xích và bô truyền:

- Theo bảng 5.4, với uy = 2 ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ

Chon no, = 200 (vg/ph) => kạ = no)/n3 = 200/110= 1,8 : hệ số số vòng quay

+ Theo công thức 5.4 và bảng 5.6 ta có: K = kạ.kạ.kạe.kụu.ka.ke

Trong đó:

Kẹ = 1,25 : hệ số kế đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền (đường tâm đĩa xích so

với phương ngang >60))

K¿=I : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích(chọn a = 40p)

Kac = 1: hé s6 ké dén anh huong cua viéc diéu chinh luc cang xich(diéu chinh bang 1 trong

2 dia xich)

Ky = 1,5 : hệ số kế đến ảnh hưởng của bôi trơn (môi trường làm việc có bụi,chất lượng bôi

trơn đạt yêu cầu)

Ka = 12 : hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng (tải trọng va đập nhẹ)

K¿= I,12 : hệ số kế đến chế độ làm việc của bộ truyền (làm việc 2 ca)

Theo bảng 5.5 với nạ = 200 vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 day có bước xích

p= 25.4 thỏa mãn điều kiện mòn: P, < [P]= 11 (kW) : công suất cho phép, đồng

thoi theo bang 5.8, p < pmax

- Khoang cach truc: a = 40.p = 40.25,4 = 1016 (mm)

-§-Với kẹ=4:

Fo = 9,81.k;q.a :lực căng do nhánh xích bị động sinh ra

hệ số phụ thuốc độ vòng f của xích va vị trí bộ truyền(bộ truyền nghiêng I góc >

d,=——P_— =_ “*“ =404,50mm)

sin(—) sin(L8) Z; 50

dai = p[0.5 + cotg(m/Z,)] = 25,4[0,5 + cotg(180/25) = 219,91 (mm)

Các kích thước còn lại tính theo bảng 13.4

-Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: theo công thức (5.18) ta có:

ơy =0,47k„(T;.k„.+ Hạ)E( Ak„ <[ø, ]

Trong đó:

K, : Hé số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích

+ Kn =0,42 ứng với Z¡ = 25 + K¿a= 0,22 ứng với Z¿= 50 Fi= 4290 (N): lực vòng trên trục

Trang:

-9-Ka = I : hệ số phân bố không đều tải trọng cho 1 day

Kg = 1,2 : hé sé tải trong động

Fya = 13.107 n;.p`.m : lực va đập trên m dãy xích

Fyg = 13.107.110.25,4°.1 = 2,343 (N)

E=2,1.10° Mpa: Médun dan hdi

A = 180 (mm?) : diện tích chiếu của bản lề (tra theo bảng 5.12)

- Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1

[z„]= 600 MPa, đảm bảo được độ bên tiếp xúc cho đĩa 1.Tương ứng,

ø„ < [ø„ ] (với cùng vật liệu va nhiệt luyện)

10 Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:

Cụ thé theo bang 6.1 chọn:

Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ ran

HB = 241 # 285, có o =850 MPa,o,, = 580 MPa

Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn

HB = 192 + 240 , c6 o,,= 750 MPa, o.,, = 450 MPa

IL Xác định ứng suất cho phép:

- Theo bảng 6.2 thép C45 tôi cải thiện đạt độ ran HB = 180 +350

O° Him = 2HB +70 : ứng suất tiếp cho phép

O° rim =1,8HB : tng suat udn cho phép

S,, =11:hé sé an toàn khi tính về tiếp xúc

S;- = 1,75: hé sé an toan khi tinh về uốn

+ Nug = 60c ( T; / Tmax) „mí : Số chu ki thay đổi ứng suất tương đương

+ Trong do: T;, nj, tj: lần lượt là momen xoắn, số vòng quay, tổng số giờ làm việc

ở chế độ ¡ của bánh răng đang xét

+ Nẹạ = 60c.nz/u¿>t¡ 5 (T¡ /Tma„)` tị/St

Trang: -

II-=60.1 225,23

2,22 3 .18000(17.0,7+0,8°.0,3) = 9,35.107

Nur2 > Nuyo2 do do Kyi2 = 1

- Tuong tu ta cting có Nhị > Nhoi do đó Kaui =1 Voi Ku: hệ số tuổi thọ

- Như vậy theo công thức (6.Ia) sơ bộ xác định được:

- Với cấp chậm sử dụng răng thẳng và tinh ra Nye > Nyo nén Ky, = 1, do đó

[on] = min(Lo, hs Lon b) = [on b= 481,8 (MPa)

Ta thay Npp2 =9,35.10’ > Ngọ = 4.10° (déi với tất cả các loại thép thì Ngọ = 4.10 :

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn), đo đó Krra = 1

Tương tự Krii= 1

- Do đó theo (6.2a) với bộ truyền quay một chiều nên Kẹc = I

[Zz1]= Ø?»¡-Kec.Kxui/ Sẽ= 441.1.1/1,75 = 252 (MPa)

[Zzz]= Ø„ ; Kẹc Kxaz/ Sg = 414.1.1/1,75 = 236,5 (MPa)

- Ứng suất quá tải cho phép: theo (6.13) và (6.14) ta có

[Oy |max = 2,8 O42 = 2,8.450 = 1260 (MPa)

Trang: 12

[Øz,lux =0.8 ơ„, = 0,8.580 = 464 (MPa)

[or ]max = 0,8 oy = 0,8.450 = 360 (MPa)

IV Tính toán bô truyền cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

1 Xác đỉnh sơ bô khoảng cách trục:

+Ta cd y,,= 0,3 => Wy =0,5.Y;,,(u, +1) = 0,5.0,3.3,97 +1) = 0,7455

Tra bảng 6.7 ta được: Ku ø = 1,07; Kr g= 1,17 (tng voi so đồ 3)

3 Kiểm nghiêm răng về đô bền tiếp xúc:

- Theo (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

14 Với v = 3,05 (m/s) theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác động học là 9.Theo bảng

- Theo công thức (6.39): K„ = K„z.Kz„„.K„, = I,07.1,13.1,04 = 1, 26

- Thay các giá trị vừa tìm được vào (6.33) ta được :

ơ,=Z,.Z,.Z,,|2KaU, EĐ — xu 45,0,8, |ˆ-26026.5.1.26G.95+ | bu đệ, 30.3,95.40,4 -.26G:951) _ 108.43(Mi 1)

- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo (6.1) với v = 3,05 (m/s) < 5 (m/s) => Z„ = 0,89, với cấp chính xác động học

là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt

R, = 2,5 1,25 LN => Zp = 0,95 Voi da < 700 mm => K„ = 1, do do theo (6.1)

va (6.1a) : [o, |J=[oy |Z,.Zp-K yy, = 495,4.0,89.0,95.1 = 418,86( MPa)

Nhu vay: 0, = 408,43(MPa) <[o,,]=418,86(MPa) dat yéu cau

4 Kiếm nghiêm răng về đô bền uốn:

2.7, KpY,¥5 Yon

- Theo cong thire (6.43) : Or, = bd

Pe

+ Theo bảng 6 L7 ta được: Kr ø= 1,17 (ứng với sơ đồ 3)

+ Theo bảng 6.14 vdi v < 2,5 (m/s) va cap chinh xac 9 => Ky, = 1,13 va Ke, =

Hệ sô kê đên sự trùng khớp của rang: “< é, 1,32

Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng: Y, =F = 388 9 7

- Hệ số kê dén đọ nghiêng cua rang: 4, 140 140

Z, 21

- Số ră Sô răng tương đương: : Z,=—1-= ⁄4¡ cos’ B 0,78" =44

Z, = 2; = 83 180 cos B 0,78

- Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0

- Theo bảng 6.18 ta được: Yri = 3,7; Yra = 3,6

-Với m = I,5 (mm), Ys = 1,08 -0,06951n(1,5) = 1,05; Yr = 1 (bánh rang quay);

Kzz = I (vì dạ< 400 (mm)),do đó theo (6.2) và (6.2a) :

[øz,] =[ø;,] Ya Ys K¿z = 252.1.1,05.1 = 264,6 (MPa)

Tương ứng [ø;; ] =[ø;; ] Ya Ys K¿r = 236,5.1.1,05.1 = 248,3 (MPa)

- Suy ra: + Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ

2.26096, 5.1, 7.0, 76.0, 72

= 27,87 =

30.40 1,5 (MPa) < [ø,,] = 264,4 (MPa)

dong Or =

+ Ung suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:

og = Teton — 8085.36 = 362 = 80,4(MPa) <|o,,, |= 248,3(MPa) (MPa) < [ø;; ] (MPa)

- Theo (6.48): Hệ sé qua tai: Ky, =

- Ứng suất tiếp xúc cực đại:

Orr max = Orn Ky = 408,43(MPA) < [Firman |= 1260 (MPa)

06

Trang: -

16 Ứng suất uốn cực đại: Optima = ơ;¡.K„ =80,5(MPa) < [Øz.„„ ]= 464 (MPa)

- Ty s6 truyén cap nhanh: Um = 3,95

- Số răng mỗi cặp bánh răng: Z¡ =44 Zo = 180

- Hé sé dich chinh: x, =0 x2 = 0

Theo cac cong thirc bang 6.11 ta tinh dugc:

- Duong kinh chia: d, = 31 (mm) do = 115 (mm)

- Duong kinh dinh rang: đại = 34 (mm) dao = 118 (mm)

- Duong kinh day rang: dị = 27,25 (mm) dp = 111,25 (mm)

HI Tính toán bô truyền cấp châm : Bộ truyền bánh răng trụ rang thang

1.Xác định sơ bô khoảng cách trục:

+Theo bang 6.5 chon K,= 49,5 (déi với bánh răng thắng) : Hệ số phụ thuộc vào vật

liệu của cặp bánh răng và loại răng

- Theo (6.17) modun: m = (0,01 + 0,02)aw2 = (0,01 +0,02).200 =2 +4 (mm)

Tra bang 6.8 ta chon modun phap m = 3 (mm)

- Số răng bánh nhỏ theo công thức (6.19)

- Tỷ số truyền thực sẽ là: u„ = Y SO truyen thực se la: uụ, Z, = 30

Vay khéng can diéu chinh khoang cach gitra 2 banh rang

3 Kiểm nghiêm răng về độ bền tiếp xúc:

Trang: -

Vì hệ số địch chuyền bằng 0 nên ơ, = ơ¿w = 207

Suy ra, tanB, = cosơ,.tanB =0 => y,= 0

I9-*Kạ, : Hệ số kế đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp

Ky, = 1+ Vib, A

2.T,.K,„.K, mg“ na

Vụ =ồn.Bo.V 2Ja,,/0,„,

du = 0,006 : Hé số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp

go = 56 : Hệ số kế đến ánh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1

Lay Z, = 1: Hé số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

+ Cấp chính xác động học là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám: R„ =

2,5 1,25 Lm,

Trang: 20

+ Do đó: Zạ = 0,95, với dạ < 700 (mm) => K„ = 1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của

kích thước bánh răng,vì thế theo công thức 6.1 và 6.1a ta có:

[z„ ]= [œ„ ÌZ Z;.K „ = 481,8.0,98.0,95.1= 448,56 (MP4)

+ Ta thấy ơ„ =432,15(MPa) < [Z„] =448,56(MP4) như vậy răng đã chọn thỏa

mãn độ bền tiếp xúc và ta chấp nhận khoảng cách truc aw = 185 (mm)

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

-Theo bang 6.14 véi v <5 (m/s) va cấp chính xác 8 Ku„ = 1 (bánh răng thắng)

-Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp khi tính về uốn Kạ„ = 1,27

Theo bảng 6.18 ta được: Yri = 3,7 ; Yr; = 3,6

- Với m =3 (mm), Ys = 1,08 -0,0695ln(3) = 1; Yạ = 1 (bánh răng quay);

K = I (vì dạ¿< 400 (mm)),do đó theo (6.2) và (6.2a) :

[Øz,]= [øz, ] Ya Ys K¿£ = 252.1.1.1 = 252 (MPa)

Tương ứng [ø;; ] = [ø;; ] Ya Ys K¿r = 236,5.1.1.1 =236,5 (MPa)

- Suy ra:+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động:

ai: Opp = Fy Ky =432,15(MPa ) <[ø„ ]|„„ =1260(MPa)

- Ung suất uốn cực đại:

Øpma = Ø_\.K„, = 94,37 (MP4) <[Øzj„„„ ]= 464 (MP4)

ramon =O ¢2-K yp = 236,5 (MPA) <[ Or 2max | = 360 (MPa)

6 Các thông số cơ bản của bô truyền:

-Theo công thức trong bảng 6.I I,tính được:

- Đường kính vòng chia: dị = 90 dạ =300

- Đường kính đỉnh răng: dại = 96 dạ›a = 306

- Đường kính đáy răng: dạ =95,5 dạ = 295,5

I Chon vật liêu:

- Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C40X tôi, thường hóa có giới hạn bền

ơ, =600(Mpa); và giới hạn chảy o,, = 340(Mpa)

- Ứng suất xoắn cho phép [7] =12 20(Mpa)

II, Xác đỉnh sơ bô đường kính trục:

- Theo công thức (10.9) đường kính trục thứ k với k = I,ILIH :

=3 1,

k 0 2[r] Tx : momen xoan cua truc k (Nmm)

Với [rÌ lấy trị số nhỏ đối với trục vào, và lấy trị số lớn đối với trục ra

| T, [52193 + Chon [7] = 12=> Đường kính trục I :dị=2 0, 2Ƒz] =, 0,2.12 = 27,9(mm)

Do đó chọn đường kính sơ bộ của các trục sẽ là:

dị =30 (mm); d; = 40 (mm); d; =50 (mm)

HI Xác đỉnh khoáng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

- Chiều đài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ

thuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ, khe hở

Để thuận tiện cho việc tính toán ta chọn b= bạz= 23 (mm)

Khe hở giữa các chỉ tiết quay:

Khe hở giữa bánh răng với thành trong vỏ hộp:

Khoảng cách từ thành trong vỏ hộp đến mặt bên 6 lăn:

Đường kính bu lông canh 6 đề lắp nắp và thân hộp:

Chiều cao bu lông ghép nắp và chiều dày nắp :

Khe hở giữa mặt bên xích và đầu bu lông:

Chiều rộng bánh răng cấp nhanh:

Chiều rộng bánh răng cấp chậm:

Chiều dài phần mayơ lắp với trục

15=1,5.40= 60

Khoang cach tir nap 6 đến nối trục

IV.A.4.Sơ đồ phát họa hộp giảm tốc:

Dựa vào sơ đô ta tính được chiêu dài sơ bộ của các trục

Truc I:

L¡=2(B+l;+a+bi) + b3+2(c-1) +1; +la+ls

c=10mm a=15mm

lL=8 mm dị= 10 mm

1, =18 mm l¿= I5 mm

40 mm

67 mm 15=1,5.d3

Trục II:

L= Lạ†lztla+ls

= 261+ 18+ 15+ 60= 354mm

Sơ đồ hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi:

IV.A.5.Sơ đồ phân tích lực trên các trục:

TrOclII

TrOe II

TrOc I IV.A.6.Truc I:

6.1.Các số liệu ban đầu:

-Kiểm tra an toàn cho trục ở các tiết điện nguy hiểm theo hệ số an

Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kỳ đối xứng:

Ga= Gmax= -Omin= My/W voi Om= 0.(4.8)

ứng suất tiếp biến đổi theo chu kỳ mạch động:

1a=tm=tmax2=W,/2W¿ (4.9)

eo; e„ hệ số kích thước, chỉ xét ảnh hưởng kích thước tiết diện trục đến giới

hạn mỏi

Có thể lấy: e„=0,88; e,=0,77

ws;w„ hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi

Wo=0,1 vay.=0.05

B_hé sé tang bén bé mit truc; B=1

*Ta xét ở tiết diệnC: = My= 252495 Nmm

d = 40mm

Tra bảng 7-3b ta có: W=5510mm> = W,= 11790mm?

Trang: 29

Do tại tiết điện C chịu mômen uốn lớn nhất, thoả mãn an toàn về trục

Vậy điều kiện an toàn của cả trục được thỏa mãn

6.3 Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột:

Khi quá tải đột ngột trục có thể bị gãy hoặc bị biến đạng dẻo quá lớn Điều kiện để đảm bảo trục làm việc bình thường:

Myxmax_momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải