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

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

V=0,5 m/s: Vận tốc băng hà }

 P = 11000.0,51000 = 5,5 (kw)

Công suất tính toán trên trục công tác là P=5,5(kw)

ÁP dụng công thức : : Pmm= ( 1ɳ - 1 ).P với ɳ x. ɳ br2ɳ ol4ɳ k

(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

0,93.0,982 0,994 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 :

ɳ lv = 60 103 V

V = 0,5 m/s: Vận tốc băng tải

D = 400mm: Đường kính tang tải }

 ɳ lv=¿ 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 :

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 u ch =n đc nlv = 1 46023,9 = 61,08 Phân phối lại tỉ số truyền cho bộ truyền ta chọn

Ta có uch = un.uc.ux

un.uc = 61,083,5 = 17,45

u n = 1,25.u c = 4,7

u c = 3,8

1.6 Tốc độ quay trên các trục

Tốc độ quay trên trục I là :

n I = n n đc

x = 1 4603,5 = 417,14 (v/p) Tốc độ quay trên trục II là :

n II = n u I

n = 4 17,144,7 = 88,75 (v/p) Tốc độ quay trên trục III là :

n III = n n II

br = 88,753,8 = 23,35 (v/p) 1.7 Công suất động cơ trên các trục

Công suất động cơ trên trục III là:

PIII = ɳ P

k ɳ ol = 1 0,995,5 = 5,56(KW) Công suất động cơ trên trục II là:

PII = ɳ P I

ol n br = 0,98.0,995,56 = 5,73(KW) Công suất động cơ trên trục I là:

PI = ɳ P II

ol n br = 0,99.0,985,73 = 5,9(KW) Công suất động cơ trên trục động cơ là:

P = ɳ P I

x n ol = 0,93.0,985,9 = 6,47 (KW)

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.nđc Pct = 9,55.106.6,47

Mômen trên trục I là :

MI=9,55.106.P I n I = = 9,55.10 6.4 17,145,9 = 137074,6 (N.mm) Mômen trên trục II là :

MII=9,55.106.P II n II = 9,55.10 6.88,755,73 = 9550000 (N.mm) Mômen trên trục III là :

MIII=9,55.106.P III n III = 9,55.106.23,355,56 = 2274004 (N.mm) Mômen trên trục công tác là :

Mct=9,55.106.P lv n lv = 9,55.106.1,785,5 = 2950842,9 (N.mm)

Trục Thông số

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

 Số răng đĩa lớn z2= u x.z1 = 3,5 25 = 87,5 < z max= 120 ta chọnz2 = 88

Tỉ số truyền thực tế: u x(t) = z z2

Sai lệch tỉ số truyền: △u = |u x(t )−u x|

2.3 Xác định bước xích t

Tính hệ số điều kiện sử dụng

k = k d k A k O k đc k b k c

Hệ số răng đĩa dẫn k Z = z z ol

1 = 2525 = 1

Hệ số vòng quay đĩa dẫn k n = n n ol

1 = 16001460 = 1,09 Công suất tính toán:

t=P k.k z k n = 5,5 1,625 1.1,09 = 9,74

Kiểm tra số vòng quay theo bảng 6-5 (tr107 sách thiết kế chi tiết máy )

n đc< n gh=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

A t = 25+882 + 2 40 + (88−252 π ¿ ¿2 401 = 139,01 Lấy số mắt xích X = 139

Kiểm tra số lần va đập trong 1 giây:

u = z1 n

15 X = 25.146015.139 =¿ 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 )

2

−8 (Z2−Z1

2 π )

2

]

= 15,8754 [144−25+ 88

2 +√(144−25+88

2 )

2

−8.(88−25

2 π )

2 ]

= 675,77 mm

Để đảo bảo độ võng bình thường, tránh cho xích khỏi bị quá căng, giảm khoảng cách trục A một

2.5 Kiểm tra xích về độ bền

Có: s = Q/( k đ.F t + F o + F v)

Theo bảng 6-1 ( tr103 sách TKCTM) tải trọng phá hỏng Q=23000, khối lượng 1 mét xích p= 0,8kg)

v= z1 t n1

60000 = 25.15,875.146060000 = 9,65 m/s

F t= 1000 P

2.6 Tính đường kính vòng chia của đĩa xích

Đĩa dẫn: d c 1 =

t

sin180⁰

12 sin180⁰

Đĩa bị dẫn: d c 2 =

t

sin180⁰

z 2

=

12 sin180⁰ 88

= 336mm 2.7 Tính lực tác dụng lên trục

R = 6.107 k t P

Z t n = 6.107.1,15 6,47

25 15,875.1460 ≈ 770,45N

Khoảng cách trục

(mm)

A = 673

Đường kính đĩa xích

(mm)

Lực tác dụng lên trục

(N)

R = 770,45

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<10KW) nên ta chọn thép tôi cải thiện để chế tạo bánh răng

Bánh răng lớn ta chọn thép 45 tôi cải thiện có thông số:

3.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc, ứng suất mỏi cho phép với bộ truyền cấp nhanh

3.2.1 Ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép

[ ]tx = [ ]Notx.k '

N

k '

k '

N = 6

√ N o

N tđ với{N o số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏitiếp xúc N o=107

Vì tải trog không thay đổi nên ta có:

N tđ= 60.u.n.T trong đó: { n: số vòng quay trong một phút của bánh răng T :tổng số giờ làm việc

u: số lầnăn khớp của một răng khi bánh quay một vòng

N tđ 2 = 60.4,7.417,14 6.300.2.6=254.107>N o=107

N tđ 1 = u n.N tđ 2 =1193.107 > N o=107

Ứng suất tiếp xúc cho phép:

3.2.2 Ứng suất uốn cho phép

N = 1

Bộ truyền quay 1 chiều, răng chịu ứng suất uốn thay đổi mạch động

n K❑k

' ' N

Giới hạn mỏi của thép 45 tôi cải thiện:

Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:

[ ]u 1 = 1,8.1,8365,5 = 112,8 N/mm2

Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn:

[ ]u 2 = 1,8.1,8344 = 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

3.5 Xác định khoảng cách trục A

Bộ truyền bánh răng trụ thẳng

A≥ ( u ± 1 ) 3

√(1,05.10[ ]tx u6)2 K P

-> 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

3.8 Xác định modun và số răng

Số răng bánh dẫn: Z1 = m (u ±1) 2 A = 20

Số bánh răng lớn: Z2 = u.Z1 = 94

3.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

σ u1 = 19,1.106.K P

y m2 Z n b = 19,1.1061,4.5,9

1.22.417,14 20 46,4 =101,8 N/mm2

< [ ]u 1 = 112,8 N/mm2

σ u2 = 19,1.10

6.

K P

y m2 Z n b = 19,1.10

6

1,4.5,9 0,6.22.417,14 94 46,4 = 36,1 N/mm2

< [ ]u 2=¿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 [ ]tx 1 = 1248 N/mm2

Bánh lớn: [ ]txqt 2 = 2 [ ]tx 2 = 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

A u √(u ± 1)3 K P

b n2 = 1288 N/mm2 < [ ]txqt 2=¿1365 N/mm2

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

d c2 = m s.Z2 = 188 mm

D e 2 = d c2+ 2.m n = 192 mm

D i 2 = d c2- 2.m n-2c = 183 mm 3.12 Tính lực tác dụng

Đôi với bánh nhỏ:

Lực vòng: P1 = 2 M x

d =m Z 2 M x

1 n

2.9,55 106.5,9 2.20 417,14 = 6753 N

Đối với bán lớn:

Lực vòng: P2 = 2 M x

m Z1 n

2.9,55 106.5,9 2.94 417,14 = 1436 N

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<10KW) nên ta chọn thép tôi cải thiện để chế tạo bánh răng

Bánh răng lớn ta chọn thép 45 tôi cải thiện có thông số:

3.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc, ứng suất mỏi cho phép với bộ truyền cấp nhanh

3.2.1 Ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép

[ ]tx = [ ]Notx.k ' N

k '

k '

N = 6

√ N o

N tđ với{N o số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏitiếp xúc N o=107

Vì tải trog không thay đổi nên ta có:

N tđ= 60.u.n.T trong đó: { n: số vòng quay trong một phút của bánh răng T :tổng số giờ làm việc

u: số lầnăn khớp của một răng khi bánh quay một vòng

N tđ 2 = 60.3,8.23,35 6.300.2.6=11,4.107>N o=107

N tđ 1 = u c.N tđ 2 =43,32.107 > N o=107

Ứng suất tiếp xúc cho phép:

3.2.2 Ứng suất uốn cho phép

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 = n K❑−1

❑

k ' ' N

Giới hạn mỏi của thép 45 tôi cải thiện:

Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:

[ ]u 1 = 1,8.1,8365,5 = 112,8 N/mm2

Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn:

[ ]u 2 = 1,8.1,8344 = 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

3.5 Xác định khoảng cách trục A

Bộ truyền bánh răng trụ thẳng

A≥ ( u ± 1 ) √3(1,05.10[ ]tx u6)2 K P

-> Chọn A = 109 mm

3.6 Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng

v = 60.1000 (u ±1) 2 π A n2 = 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

Tính lại khoảng cách trục A: A = 103

3.8 Xác định modun và số răng

Số răng bánh dẫn: Z1 = m (u ±1) 2 A = 22

Số bánh răng lớn: Z2 = u.Z1 = 84

3.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

σ u1 = 19,1.106.K P

y m2 Z n b = 19,1 1061,1.5,73

1.22.88,75 22.41,2 =108,3 N/mm2

< [ ]u 1 = 112,8 N/mm2

σ u2 = 19,1.10

6.

K P

y m2 Z n b = 19,1.10

6

1,4.5,9 0,6.22.417,14 94 43,6 = 38,45 N/mm2

< [ ]u 2=¿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 [ ]tx 1 = 1248 N/mm2

Bánh lớn: [ ]txqt 2 = 2 [ ]tx 2 = 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

A u √(u ± 1)3 K P

b n2 = 1288 N/mm2 < [ ]txqt 2=¿1365 N/mm2

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

Chiều cao răng : h = 2,25.m n = 4,5 mm

d c2 = m s.Z2 = 188 mm

D e 2 = d c2

D i 2 = d c2- 2.m n-2c = 183 mm 3.12 Tính lực tác dụng

Đôi với bánh nhỏ:

Lực vòng: P1 = 2 M x

d =m Z 2 M x

1 n

2.9,55 106.5,9 2.20.417,14 = 6753 N

Đối với bán lớn:

Lực vòng: P2 = 2 M x

d =m Z 2 M x

1 n

2.9,55 106.5,9 2.94 417,14 = 1436 N