Đề bài thiết kế đồ án môn học chi tiết máy đề số 01 thiết kế hệ dẫn động băng tải

Trang 1 ĐỀ BÀI THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁYĐỀ SỐ 01:THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢIBản thuyết minh đồ án gồm những phần sau:-Phần I: Chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền-Phần II: Tí

ĐỀ BÀI THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 01: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Bản thuyết minh đồ án gồm những phần sau: -Phần I: Chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền -Phần II: Tính toán bộ truyền ngoài -Phần III: Tính toán thiết kế bộ truyền trong -Phần IV: Tính toán thiết kế bộ truyền trục -Phần V: Tính toán chọn ổ đỡ trục, trục , then, khớp nối, các chi tiết khác và bôi trơn hộp giảm tốc -Phần VI: Tính toán thiết kế kết cấu hộp -Phần VII: Thiết kế hộp giảm tốc Phần I: Chọn động cơ, phần phối tỷ số truyền 1.1 Công suất cần thiết Gọi P là công suất tính toán trên trục máy công tác (KW) Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ (KW) Pmm là công suất mất mát qua hệ thông chuyển động(KW) ɳ là hiệu suất truyền động Ta có : P = F V 1000 { F=11000 N: lực kéo băng tải V=0,5 m/s: Vận tốc băng hà }  P = 11000.0,5 1000 = 5,5 (kw) Công suất tính toán trên trục công tác là P=5,5(kw) ÁP dụng công thức : : Pmm= ( ɳ1 - 1 ).P với ɳ x ɳbr2ɳol4 ɳk (Gồm có 1 cặp ổ lăn, 2 bánh răng trụ ,1 bộ truyền xích ,1 khớp nối) Trong đó ɳx, ɳbr, ɳol, ɳk được tra bảng ( 2-1/27 sách thiết kế chi tiết máy ) bảng trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ ɳ x.=0,93: Hiệu suất bộ truyền xích ɳbr =0,98: Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ ɳol =0,99: Hiệu suất của một ổ lăn ɳk =1: Hiệu suất của khớp nối  Pmm =( 0,93.0,982 0,994 1 1 −1¿ 5.5 = 0,91 (kw) Vậy công suất cần thiết trên truc động cơ là: Pct = P + Pmm = 6,41 (kw) 1.2 Tính số vòng trên trục Ta có số vòng quay của trục tang là : ɳlv = 60 103 V {ɳlv : Tốc độ quay của trục tang (V/P) π.D V = 0,5 m/s: Vận tốc băng tải D = 400mm: Đường kính tang tải }  ɳlv=¿ 60000.0,5 3,14 400 = 23.9 (V/P) 1.3 Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ Từ bảng (2.4 sách Thiết kế hệ dẫn động cơ khí t1) chọn sơ bộ tỷ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ là : Áp dụng công thức nSb=nlv.ut2.un Trong đó un= 2÷6 :là tỉ số truyền của bộ truyền xích ut =3÷5 : là tỷ số truyền của bánh răng  nSb = 23,9.42.4= 1529,6 (v/p) 1.4 Chọn động cơ Động cơ cần chọn làm việc ở chế độ dài với phụ tải không thay đổi nên động cơ phải có Pđm ≥ P= 6,22 (KW) Nđc ≈ nsb=1529,6 (v/p) Theo bảng 2P/322 ( sách thiết kế chi tiế máy) ta có thể chọn động cơ hiệu AO2-51-4 có thông số kĩ thuật là : + Công suất định mức là : Pđm = 7,5 (KW) + Tốc độ quay : nđc = 1460 (V/P) + Tk/Tdn = 2 1.5 Phân phối tỷ số truyền Với động cơ đã chọn ta có: nđc = 1460 (V/P) Pđm = 7,5 (KW) Theo công thức tỉ số truyền ta có uch = n đc nlv = 1 460 23,9 = 61,08 Phân phối lại tỉ số truyền cho bộ truyền ta chọn ux=3,5 là tỉ số của bộ truyền xích Ta có uch = un.uc.ux un.uc = 3,5 = 17,45 61,08 un = 1,25.uc = 4,7 uc = 3,8 1.6 Tốc độ quay trên các trục Tốc độ quay trên trục I là : nI = nđc = 1 460 = 417,14 (v/p) nx 3,5 Tốc độ quay trên trục II là : nII = nI = 4 17,14 = 88,75 (v/p) un 4,7 Tốc độ quay trên trục III là : nIII = nII = 88,75 = 23,35 (v/p) nbr 3,8 1.7 Công suất động cơ trên các trục Công suất động cơ trên trục III là: PIII = ɳ ɳP = 1 0,99 5,5 = 5,56(KW) k ol Công suất động cơ trên trục II là: PII = PI = 5,56 = 5,73(KW) ɳol nbr 0,98.0,99 Công suất động cơ trên trục I là: PI = PII = 5,73 = 5,9(KW) ɳol nbr 0,99.0,98 Công suất động cơ trên trục động cơ là: P = PI = 5,9 = 6,47 (KW) ɳx nol 0,93.0,98 Trong đó ɳx=0,93 :Hiệu suất của bộ truyền xích ɳbr=0,98 :Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ ɳol=0,99 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn ɳk=1 : Hiệu suất của khớp nối 1.8 Xác định momen xoắn trên các trục Mômen trên trục động cơ là : Mđc=9,55.106 Pct nđc = 9,55.106 6,47 1460 = 42320,89 (N.mm) Mômen trên trục I là : MI=9,55.106 P I n I = = 9,55.106 5,9 4 17,14 = 137074,6 (N.mm) Mômen trên trục II là : MII=9,55.106 P II n II = 9,55.106 5,73 88,75 = 9550000 (N.mm) Mômen trên trục III là : MIII=9,55.106 P III n III = 9,55.106 5,56 23,35 = 2274004 (N.mm) Mômen trên trục công tác là : Mct=9,55.106 P lv n lv = 9,55.106 5,5 1,78 = 2950842,9 (N.mm) Trục Động cơ I II III Công tác Thông số ux=3,5 Un=4,7 Uc=3,8 uk =1 u 1,78 5,5 n 1460 417,14 88,75 23,35 2950842,9 P 6,47 5,9 5,73 5,56 M 42320,89 137074,6 9550000 2274004 Phần II: Tính toán bộ truyền ngoài 2.1 Chọn loại xích Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, dùng xích con lăn 2.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền Theo bảng 6-3 (tr105) với ux=3,5, chọn số răng đĩa nhỏ z1= 25  Số răng đĩa lớn z2= ux.z1 = 3,5 25 = 87,5 < zmax= 120 ta chọnz2 = 88 Tỉ số truyền thực tế: ux(t) = z2 = 3,52 z1 Sai lệch tỉ số truyền: △ u = |ux(t)−ux| 100%=0,57 % ux 2.3 Xác định bước xích t Tính hệ số điều kiện sử dụng k = k d k A k O kđc k b k c trong đó chọn: k đ = 1,3 - tải trọng va đập k A = 1 – khoảng các trục A = ( 30 ÷ 50 )t kO = 1 – góc nghiêng nhỏ hơn 60⁰ k đc=¿ 1,25 – trục đĩa xích không thể điều chỉnh k b = 0,8 – bôi trơn liên tục k c = 1,25 – bộ truyền làm việc 2 ca  k= 1,625 Hệ số răng đĩa dẫn k Z = zol = 25 = 1 z1 25 Hệ số vòng quay đĩa dẫn k n = nol = 1600 = 1,09 n1 1460 Công suất tính toán: t=P k.k z kn = 5,5 1,625 1.1,09 = 9,74 Tra bảng 6-4(tr106 sách thiết kế chi tiết máy) chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xícht = 15,875, diện tích bản lề F = 51,3 mm2 có công suất cho phép = 14,11 KW Kiểm tra số vòng quay theo bảng 6-5 (tr107 sách thiết kế chi tiết máy ) nđc< ngh=2500 (v/p) 2.4 Định khoảng cách trục A và số mắt xích X Tính số mắt xích: X = Z1+Z2 2 + 2 A T + ( Z2−Z1 2 π ¿ ¿2 tA = 25+88 2 + 2 40 + ( 88−25 2 π ¿ ¿2 140 = 139,01 Lấy số mắt xích X = 139 Kiểm tra số lần va đập trong 1 giây: u = z1 n 15 X = 25.1460 15.139 =¿ 17,5 < [ u] = 60 ( bảng 6-7 tr 109 sách TKCTM) Khoảng cách trục A theo số mắt xích đã chọn [ √ ] A = 4t X− z1+ z2 2 + (X − Z1+ Z2 2 ) −8 ( 2 π ) 2 Z2−Z1 2 [ √ ] = 15,875 4 144−25+ 88 2 + (144− 25+88 2 ) −8.( 2 π ) 2 88−25 2 = 675,77 mm Để đảo bảo độ võng bình thường, tránh cho xích khỏi bị quá căng, giảm khoảng cách trục A một khoảng △ A = 0,003A ≈ 2mm do đó lấy A = 673mm 2.5 Kiểm tra xích về độ bền Có: s = Q/( k đ.Ft + Fo + Fv) Theo bảng 6-1 ( tr103 sách TKCTM) tải trọng phá hỏng Q=23000, khối lượng 1 mét xích p= 0,8kg) k đ = 1,7 ( tải trọng mở máy bằng 2 lần tải trong danh nghĩa ) v= z1 t n1 60000 = 25.15,875.1460 60000 = 9,65 m/s Ft= 1000 Pv = 1000 5,5 9,65 = 569,94N N Fv = q.v = 0,63.9,65 = 6,08 N Fo = 9,81.k t.q.A = 9,81.1,15.0,8.0,5 = 4,5N Trong đó k t= 1,15 do bộ truyền nằm ngang  s = 23,48  Bộ truyền xíc đảm bảo đủ bền 2.6 Tính đường kính vòng chia của đĩa xích t 12 Đĩa dẫn: dc1 = sin 180⁰ = sin 180⁰ = 96mm z1 25 t 12 Đĩa bị dẫn: dc 2 = sin 180⁰ = sin 180⁰ = 336mm z2 88 2.7 Tính lực tác dụng lên trục R = 6.107 kt P = 6.107 1,15 6,47 ≈ 770,45N Z t n 25 15,875.1460 Thông số Gía trị Bước xích P = 19,05 Số răng Z1=25 Z2=88 Khoảng cách trục A = 673 (mm) X = 139 Đĩa dẫn d1=96 đĩa bị dẫn d2=335 Số mắt xích R = 770,45 Đường kính đĩa xích (mm) Lực tác dụng lên trục (N) Phần III: Tính toán thiết kế bộ truyền trong A Tính toán thiết kế bộ truyền trong cấp nhanh 3.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng Do chịu tải trọng trung bình (P=5,9KW Nc= 5.106 nên k N ' ' = 1 Bộ truyền quay 1 chiều, răng chịu ứng suất uốn thay đổi mạch động Lấy hệ số an toàn n=1,8 , hệ số tập trung ứng suât ở chân răng K❑ = 1,8 Ứng suất uốn cho phép: [ ]u = ❑−1 k N ' ' n K❑ Giới hạn mỏi của thép 45 tôi cải thiện: ❑−1 = 0,43 800 = 344 N/mm2 ❑−1 = 0,43 850 = 365,5 N/mm2 Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ: [ ]u1 = 365,5 1,8.1,8 = 112,8 N/mm2 Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn: [ ]u2 = 344 1,8.1,8 = 106,17 N/mm2 3.3 Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K Chọn K = 1,4 3.4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng Bộ truyền chịu tải trung bình ψ A = bA = 0,4 3.5 Xác định khoảng cách trục A Bộ truyền bánh răng trụ thẳng √( ) A≥ ( u ± 1 ) 3 1,05.106 2 K P = 115,35 mm [ ]tx u ψ A n1 -> Chọn A = 116 mm 3.6 Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng v = 2 π A n1 6 0.100 0 (u ±1) = 1,36m/s Tra bảng 3-11 (tr46 sách TKCTM) ta chọn cấp chính xác của bánh răng là 9 3.7 Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A Vì các bánh răng có độ rắn HB < 350 và làm việc với tải trọng không đổi nên Ktt = 1 Theo bảng 3-13 ta tìm được hệ số tải trọng động Kđ = 1,4 Vậy hệ số tải trọng: K = Ktt.Kđ = 1,4.1 = 1,4 đúng với dự đoán là 1,4 3.8 Xác định modun và số răng Modun: mn = ( 0,01÷ 0,02 ¿A = 0,02.116 = 2,23  Trị số modun pháp mn=m=2 ( theo tiêu chuẩn bảng 3-1) Số răng bánh dẫn: Z1 = 2 A m (u ±1) = 20 Số bánh răng lớn: Z2 = u.Z1 = 94 Chiều rộng bánh răng: b = ψ A.A = 46,4 mm 3.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng σ u1 = 19,1.106 K P = 19,1.106 1,4.5,9 =101,8 N/mm2 2 2 y m Z n b 1.2 417,14 20 46,4 < [ ]u1 = 112,8 N/mm2 σ u2 = 19,1.106 K P = 19,1 10 6 1,4.5,9 = 36,1 N/mm2 2 2 y m Z n b 0,6.2 417,14 94 46,4 < [ ]u2=¿106,17 N/mm2 3.10 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột Ứng suất tiếp xúc cho phép: Bánh nhỏ: [ ]txqt 1 = 2 [ ]tx1 = 1248 N/mm2 Bánh lớn: [ ]txqt 2 = 2 [ ]tx2 = 1092 N/mm2 Ứng suất uốn cho phép: Bánh nhỏ: [ ]uqt 1 = 0,8.❑ch= 360 N/mm2 Bánh lớn: [ ]uqt 2 = 0,8.❑ch = 360 N/mm2 Chỉ cần kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc quá tải của bánh răng lớn có : √ σ txqt = 1,05.106 (u ± 1)3 K P = 1288 N/mm2 < [ ]txqt 2=¿1365 N/mm2A.u b n2 Kiểm nghiệm độ bền uốn: Bánh nhỏ: σ uqt1 = σ u1.1 = 112,8 N/mm2 < [ ]uqt 1= 360 N/mm2 Bánh lớn: σ uqt2 = σ u2 1 = 106,17 N/mm2< [ ]uqt 2= 360 N/mm2 3.11 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền Đối với bán răng thẳng, modun pháp mn cũng là modun ngang ms kí hiệu chung là m Khoảng cách trục A = 0,5.(Z1+Z2).ms = 114 Chiều cao răng : h = 2,25.mn = 4,5 mm Độ hở hướng tâm: c = 0,25.mn = 0,5 Đường kính vòng chia: dc1 = ms.Z1 = 40 mm dc2 = ms.Z2 = 188 mm Đường kính vòng đỉnh răng: De 1 = dc1+ 2.mn = 44 mm De 2 = dc2+ 2.mn = 192 mm Đường kính vòng chân răng: Di1 = dc1- 2.mn-2c = 35 mm Di2 = dc2- 2.mn-2c = 183 mm 3.12 Tính lực tác dụng Đôi với bánh nhỏ: Lực vòng: P1 = 2 M x = 2 M x 2.9,55 106 5,9 = 6753 N d m Z1 n 2.20 417,14 Lực hướng tâm: Pr1 = P1.tan α = 753.0,2857 = 1929 N Lực dọc trục: Pa = 0 Đối với bán lớn: Lực vòng: P2 = 2 M x = 2 M x 2.9,55 106 5,9 = 1436 N d m Z1 n 2.94 417,14 Lực hướng tâm: Pr2 = P2.tan α = 1436.0,2857 =410 N Lực dọc trục: Pa = 0 B Tính toán thiết kế bộ truyền trong cấp chậm 3.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng Do chịu tải trọng trung bình (P=5,73KW Nc= 5.106 nên k N ' ' = 1 Bộ truyền quay 1 chiều, răng chịu ứng suất uốn thay đổi mạch động Lấy hệ số an toàn n=1,8 , hệ số tập trung ứng suât ở chân răng K❑ = 1,8 Ứng suất uốn cho phép: [ ]u = ❑−1 k N ' ' n K❑ Giới hạn mỏi của thép 45 tôi cải thiện: ❑−1 = 0,43 800 = 344 N/mm2 ❑−1 = 0,43 850 = 365,5 N/mm2 Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ: [ ]u1 = 365,5 1,8.1,8 = 112,8 N/mm2 Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn: [ ]u2 = 344 1,8.1,8 = 106,17 N/mm2 3.3 Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K Chọn K = 1,4 3.4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng Bộ truyền chịu tải trung bình ψ A = bA = 0,4 3.5 Xác định khoảng cách trục A Bộ truyền bánh răng trụ thẳng √( ) A≥ ( u ± 1 ) 3 1,05.106 2 K P = 108,3 mm [ ]tx u ψ A n2 -> Chọn A = 109 mm 3.6 Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng v = 2 π A n2 60.1000 (u ±1) = 0,36m/s Tra bảng 3-11 (tr46 sách TKCTM) ta chọn cấp chính xác của bánh răng là 9 3.7 Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A Vì các bánh răng có độ rắn HB < 350 và làm việc với tải trọng không đổi nên Ktt = 1 Theo bảng 3-13 ta tìm được hệ số tải trọng động Kđ = 1,1 Vậy hệ số tải trọng: K = Ktt.Kđ = 1,1.1 = 1,1 đúng với dự đoán là 1,4 Tính lại khoảng cách trục A: A = 103 3.8 Xác định modun và số răng Modun: mn = ( 0,01÷ 0,02 ¿A = 0,02.103 = 2,06  Trị số modun pháp mn=m=2 ( theo tiêu chuẩn bảng 3-1) Số răng bánh dẫn: Z1 = 2 A m (u ±1) = 22 Số bánh răng lớn: Z2 = u.Z1 = 84 Chiều rộng bánh răng: b = ψ A.A = 41,2 mm 3.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng σ u1 = 19,1.106 K P 19,1 1061,1.5,73 2 = 2 =108,3 N/mm y m Z n b 1.2 88,75 22.41,22 < [ ]u1 = 112,8 N/mm2 σ u2 = 19,1.106 K P = 19,1 10 6 1,4.5,9 = 38,45 N/mm2 2 2 y m Z n b 0,6.2 417,14 94 43,6 < [ ]u2=¿106,17 N/mm2 3.10 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột Ứng suất tiếp xúc cho phép: Bánh nhỏ: [ ]txqt 1 = 2 [ ]tx1 = 1248 N/mm2 Bánh lớn: [ ]txqt 2 = 2 [ ]tx2 = 1092 N/mm2 Ứng suất uốn cho phép: Bánh nhỏ: [ ]uqt 1 = 0,8.❑ch= 360 N/mm2 Bánh lớn: [ ]uqt 2 = 0,8.❑ch = 360 N/mm2 Chỉ cần kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc quá tải của bánh răng lớn có : √ σ txqt = 1,05.106 (u ± 1)3 K P = 1288 N/mm2 < [ ]txqt 2=¿1365 N/mm2A.u b n2 Kiểm nghiệm độ bền uốn: Bánh nhỏ: σ uqt1 = σ u1.1 = 112,8 N/mm2 < [ ]uqt 1= 360 N/mm2 Bánh lớn: σ uqt2 = σ u2 1 = 106,17 N/mm2< [ ]uqt 2= 360 N/mm2 3.11 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền Đối với bán răng thẳng, modun pháp mn cũng là modun ngang ms kí hiệu chung là m Khoảng cách trục A = 0,5.(Z1+Z2).ms = 114 Chiều cao răng : h = 2,25.mn = 4,5 mm Độ hở hướng tâm: c = 0,25.mn = 0,5 Đường kính vòng chia: dc1 = ms.Z1 = 40 mm dc2 = ms.Z2 = 188 mm Đường kính vòng đỉnh răng: De 1 = dc1+ 2.mn = 44 mm De 2 = dc2+ 2.mn = 192 mm Đường kính vòng chân răng: Di1 = dc1- 2.mn-2c = 35 mm Di2 = dc2- 2.mn-2c = 183 mm 3.12 Tính lực tác dụng Đôi với bánh nhỏ: Lực vòng: P1 = 2 M x = 2 M x 2.9,55 106 5,9 = 6753 N d m Z1 n 2.20.417,14 Lực hướng tâm: Pr1 = P1.tan α = 753.0,2857 = 1929 N Lực dọc trục: Pa = 0 Đối với bán lớn: Lực vòng: P2 = 2 M x = 2 M x 2.9,55 106 5,9 = 1436 N d m Z1 n 2.94 417,14 Lực hướng tâm: Pr2 = P2.tan α = 1436.0,2857 =410 N Lực dọc trục: Pa = 0