đồ án chi tiết máy thiết kế hệ thống truyền động cho hệ thống băng tải với yêu cầu kỹ thuật

Bộ truyền kín hộp giảm tốc được bôi trơn thì dạng hỏng chủ yếu là tróc lỗ bề mặt răng và ta tiến hành tính toán thiết kế theo ứng suất tiếp xúc.Momen xoắn trên trục của bánh bị dẫn T 1

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠOTRƯỜNG ĐẠI HỌC NGUYỄN TẤT THÀNH

KHOA KỸ THUẬT – CÔNG NGHỆ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Giảng viên hướng dẫn : Nguyễn Văn ASinh viên thực hiện : Nguyễn Văn B

Lớp : 22DOT2CMSSV : 220000xxxx

TP.HCM, 02/2024

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁYChương 1 Tính toán thiết kế cho phương án 9 đề 9.

Thiết kế hệ thống truyền động cho hệ thống băng tải với yêu cầu kỹ thuật sau: Vận tốc băng tải v=0,65 m/s, lực căng F = 6000N, đường kính tang dẫn D = 250 mm.t

Trình tự thiết kế:1 Lựa chọn phương án thiết kế.2 Xác định công suất động cơ và tỷ số truyền của các bộ truyền.3 Tính toán thiết kế chi tiết các bộ truyền

4 Tính toán thiết kế hộp giảm tốc.5 Tính toán thiết kế trục, ổ lăn, khớp nối.6 Hệ thống bôi trơn và làm mát.7 Lựa chọn các chi tiết liên quan khác

Phương án 9 đề 9: 1- Động cơ, 2- khớp nối, 3- hộp giảm tốc bánh răng nghiên, 4- cặp

bánh răng hở hình trụ, 5- Tang và băng tải

Phần 1: Xác định công suất động cơ và tỷ số truyền.1.1 Xác định công suất công tác là băng tải:

PCt=Ftv

1000=6000.0,651000 =3,9 kW

1.2 Hiệu suất chung củ1.2 Hiệu suất chung của hệ thống chuyển động.a hệ thống chuyển động.ch= br1 br2 ol3

Theo bảng 2.1 ta chọn br1 = br2 =0.97; ol =0.99.

ch =   br1 br2 ol3 =0,97.0,97.0,993=0.91

Bảng 2.1: Hiệu suất các bộ truyền chủ yếu.

1.3 Công suất cần thiết của động cơ:

Pđc=PCt

❑ch=

3,90,91=4,3 kW

1.4 Số vòng quay trục tang trống băng tải:

1.6 Ta chọn động cơ có công suất P = 4,3 kW với số vòng quay và phân bố tỷđc

số truyền hệ thống truyền động chọn trên bảng 2.2

Bảng 2.2 Động cơ và phân phối tỷ số truyền

1.7 Với các tỷ số truyền trên bảng 2.2 ta chọn động cơ 4A160S4Y3 với số vòng quay n = 960 vg/ph; U = 4.8, U =4 và tỷ số truyền U = 19,33br1 br2 ch

1.8 Theo các thông số vừa chọn ta có bảng tính kỷ thuật sau:

Tỷ sốtruyền

Bộ truyềnbánh răng

1Ubr1

Bộ truyềnbánh răng

2Ubr2

4A100L2Y34A112M4Y34A132S6Y34A132M8Y3

28801425960716

5828,7019,3314,42

9,65,74,84,8

6.005.004.003.00

Bộ truyền kín ( hộp giảm tốc ) được bôi trơn thì dạng hỏng chủ yếu là tróc lỗ bề mặt răng và ta tiến hành tính toán thiết kế theo ứng suất tiếp xúc.

Momen xoắn trên trục của bánh bị dẫn T 195775 Nmm Tỉ số truyền 1=

μ = 4.8 Số vòng quay n = 200 v/phChọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn Chọn thép 45Cr được tôi cải thiện Theo bảng 6.13 đối với bánh dẫn ta chọn độ rắn trung bình HB = 250; đối với bánh bị dẫn ta chọn độ rắn trung bình 1

HB2 = 228. Số chu kỳ làm việc cơ sở:

 NHO1 = 30.HB12,4 = 30.2502,4 = 1,71.10 chu kỳ7  NHO2 = 30.HB = 30.22822,4 2,4 = 1,37.10 chu kỳ7

 NFO1 = NFO2 = 5.106 chu kỳ Số chu kỳ làm việc tương đương xác định theo sơ đồ tải trọng:

 NHE1 = 60cnLh

 Lh = LKnamKn = 5.300.16 = 24000 giờ  NHE1 = 60.1.200.24000 = 2,88.10 chu kỳ7

 NHE2 =0,6.10 chu kỳ7

NHE1 > NHO1 => KHL1 = 1NHE2 > NHO2 => KHL2 = 1

 NFE1 = 60cnLh

 NFE1 = 60.1.200.24000 = 2,88.10 chu kỳ NFE2 = 0,6.10 chu kỳ7

 Ứng suất cho phép: Tính sơ bộ:

 Ứng suất uốn cho phép: Tính sơ bộ:

 [σF 2]=410,4

1,75=234,5 MPa

 Ứng suất uốn cho phép tính toán : [σF]=[σF 2]=234,5 MPa

 Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên Ψba

= 0,3÷0,5, chọn Ψ = 0,4 theo tiêu chuẩn Khi đó:ba

Theo tiêu chuẩn ta chọn a = 225 mmw

 Môđun răng m = (0,01÷0,02)a = 2,25÷4,5 mmnw

Theo tiêu chuẩn ta chọn m = 3 mmn

2.225 cos 2003(4,8+1)

25,6¿z1>¿24,3Chọn z = 25 răng, suy ra số răng bánh bị dẫn:1

 d2=z2mn

cosβ= 120.3cos(14,84 )=372,4 mm

 Đường kính vòng đỉnh: da 1=d1+2 mn=77,6+2.3=83,6 mm

 da 2=d2+2 mn=372,4 +2.3=378,4 mm

 Chiều rộng vành răng: Bánh bị dẫn: b2=Ψ ba aw=0,4.225=90 mm

 Bánh dẫn b=b+5=¿95 mm

Operating Pressure Angle αw 20,2615deg

Tangential Pressure Angle αt 20,6018

degTangential Operating Pressure

Angle

αtw

20,8473deg

Limit Deviation of Axis

0,0085mm

Gears

tComponen

mm

mm378,264

mm

mm348,033

mm

mm372,414

mm

mm

90,000mm

Chordal Dimension Teeth zw 4,000 ul 15,000 ulDimension Over (Between)

87,484mm

382,617mm

Limit Deviation of Helix

0,0170mm

0,0180mmLimit Circumferential Run-

0,0210mm

0,0370mmLimit Deviation of Axial Pitch fpt 0,0085

mm

0,0100mmLimit Deviation of Basic Pitch fpb 0,0080mm 0,0095mmVirtual Number of Teeth zv 27,329 ul 131,179 ulVirtual Pitch Diameter dn 81,987mm 393,537mm

Virtual Outside Diameter da

n88,259

mm399,990

mm

Virtual Base Circle Diameter db

n77,042

mm369,804

mmUnit Correction without

Material

Usermaterial

Usermaterial

MPa

206000MPa

Base Number of Load Cycles in

Base Number of Load Cycles in Contact

NHlim

50000000ul

50000000ulW?hler Curve Exponent for

ul1,000

ul

β1,060

ul1,060

ul

Transverse Load Factor KH

α1,140

ul1,140

ulOne-time Overloading

FACTORS FOR CONTACT

Single Pair Tooth Contact

1,000ul

1,000ul

Stress Correction Factor YSa 1,617

ul1,829

ulTeeth with Grinding Notches

Factor

YSag

1,000ul

1,000ul

Alternating Load Factor YA 1,000ul 1,000ul

Production Technology Factor YT 1,000

ul1,000

ul

ul1,000

ulNotch Sensitivity Factor Yδ 1,149ul 1,166ul

Breakage SF ul 9,244 ul

Static Safety in Contact SHs

t2,461 ul 2,461 ul

Static Safety in Bending SFst 21,774

ul19,819

ul

Bộ truyền bánh răng ngoài :

Momen xoắn trên trục của bánh bị dẫn T 744900 Nmm Tỉ số truyền 2=

μ = 4 Số vòng quay n = 50 v/phChọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn Chọn thép 45Cr được tôi cải thiện Theo bảng 6.13 đối với bánh dẫn ta chọn độ rắn trung bình HB = 250; đối với bánh bị dẫn ta chọn độ rắn trung bình 1

HB2 = 228. Số chu kỳ làm việc cơ sở:

 NHO1 = 30.HB12,4 = 30.2502,4 = 1,71.10 chu kỳ7  NHO2 = 30.HB = 30.22822,4 2,4 = 1,37.10 chu kỳ7

 NFO1 = NFO2 = 5.106 chu kỳ Số chu kỳ làm việc tương đương xác định theo sơ đồ tải trọng:

 NHE1 = 60cnLh

 Lh = LKnamKn = 5.300.16 = 24000 giờ

 NHE1 = 60.1.50.24000 = 0,76.10 chu kỳ NHE2 =0,18 10 chu kỳ7

NHE1 > NHO1 => KHL1 = 1NHE2 > NHO2 => KHL2 = 1

 Ứng suất cho phép: Tính sơ bộ:

 [σH]=σOH lim 0,9¿

SH

KHL¿

 Khi tôi cải thiện S = 1,1 , do đó:H

 [σH 1]=570.0.9

1,1 =466,4 MPa

 [σH 2]=526.0.9

1,1 =430,4 MPa

 Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán : [σH]=[σH 2]=430,4 MPa

 Ứng suất uốn cho phép: Tính sơ bộ:

 [σF 2]=410,4

1,75=234,5 MPa

 Ứng suất uốn cho phép tính toán : [σF]=[σF 2]=234,5 MPa

 Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm không đối xứng các ổ trụcnên Ψ = 0,25÷0,4, chọn Ψ = 0,3 theo tiêu chuẩn Khi đó:ba ba

aw=43 (4 +1).3

√744900.1,030,3 430,4( )2

.4=325 mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn a = 355 mmw

 Môđun răng m = (0,01÷0,02)a = 3,55÷7,1 mmnw

Theo tiêu chuẩn ta chọn m = 5 mmn

 Bánh răng thẳng nên góc nghiêng β = 0

Z1=2awcos 00

mn(μ+1)=

2.355 cos 005(4+1) =¿28 răngSuy ra: Z = Z μ = 28.4 = 112răng2 1

 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng: Đường kính vòng chia:

 d1=Z1 mn=28.5=140 mm

 d2=Z2 mn=112.5=560 mm

 Đường kính vòng đỉnh: da 1=d1+2 mn=140+2.5=150 mm

 da 2=d2+2 mn=560+2.5=570 mm

 Chiều rộng vành răng: Bánh bị dẫn: b2=Ψ ba aw=0,3.355=76 mm

 Bánh dẫn b1=b2+5=81 mm

Thiết kế Trục - Then:Thiết kế Trục:

1 Trục I:

 Công suất P = 4,1 kW1

 Momen xoắn T = 195775Nmm1

 Số vòng quay n = 200 vg/ph1

 Chọn vật liệu : chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45, có = 600MPa,b

ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12 20MPa. Phân tích lực tác dụng lên trục từ các chi tiết quay của hệ thống

truyền động:

 Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng:

Ft 1=2T1

d1=2T1

m z1=2.195775

3.25 =5220,6 NFr 1=Ft 1tgα=5220,6 20tg=1900,1 N

Theo tiêu chuẩn, ta chọn d = 40mm tại vị trí thân trục lắp khớp nối

 Chọn kích thước dọc trục theo công thức: Trong đó:

 l1=b1=95 mm

 x = 10 khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc W = 60 mm - chọn theo bảng 10.2 [2] (30÷60 mm) khi T =

200000 ÷ 400000 NmmSuy ra : l = 95 + 2.10 + 60= 175 mm

Khoảng cách f được chọn theo bảng 10.2[2], f không nhỏ hơn 60÷ 90mm, ta chọn f = 85mm.

 Vẽ biểu đồ momen xoắn và uốn: Mdsolids

Vì lực F nằm đối xứng với hai ổ nên :t1

RAx=RBx=Ft 1

2 =5220,62 =2610,3 N

[σ] = 70MPa tra bảng 10.1[1] đối với trục có góc lượn:

2 Trục II:

 Công suất P = 3,9 kW2

 Momen xoắn T =744900 Nmm2

 Số vòng quay n = 50 vg/ph

 Chọn vật liệu : Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45, có σ = 600 MPa, ứng b

suất xoắn cho phép [τ] = 12 20MPa

 Phân tích lực tác dụng lên trục từ các chi tiết quay của hệ thống truyền

động: Lực tác dụng lên trục do bộ truyền bánh răng gây nên:

 Ft 3=2T2

d3=2T2

m z1=2.744900

5.28 =10641,4 N

 Fr 3=Ft 3tgα=10641,4.tg20=3873,2N

 Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng:

 Ft 2=2T2

d2=2T2

m z2=2.744900

√7449000,2.20≈ 57 mm

Theo tiêu chuẩn, ta chọn d = 60mm tại vị trí thân trục lắp bánh răng ngoài  Chọn kích thước dọc trục theo công thức:

 Trong đó: l2=b2=76 mm

 x = 12,5 khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc W = 55 mm - chọn theo bảng 10.2 [2] (30÷55 mm)

Suy ra : l = 76 + 2.12,5 + 55= 156 mmKhoảng cách f được chọn theo bảng 10.2[2], f không nhỏ hơn 60÷ 90mm, ta chọn f = 90 mm.

 Vẽ biểu đồ momen xoắn và uốn:

 Phương trình cân bằng momen:

∑MA=−Fr 2l

 RAy=Fr 2−RBy−Fr 3=968,3 5623,6 3873,2+ − =2718,7N Trong mặt phẳng nằm ngang xOz ta có:

Vì lực F nằm đối xứng với hai ổ nên :t1

RAx=RBx=Ft 2

2 =2660,42 =1330,2 N

 Momen xoắn:

T=T2=744900 Nmm

 Biểu đồ:

 Momen tương đương tại các tiết diện nguy hiểm:

 Xác định đường kính trục tại tiết diện lắp bánh răng ngoài:

d ≥3√ Mtd

0,1[σ ]=3

√7449000,1.70=47

Tại vị trí bánh răng ngoài có lắp then nên d ≥ 50 mm

 Bánh răng: Chiều dài mayơ bằng chiều rộng vành răng b = 95mm, đường 1

Trục II: Bánh răng:

 Chiều dài mayơ bằng chiều rộng vành răng b = 81mm, đường 1

chọn then trên thõa mãn yêu cầu.

 Bánh răng ngoài: Chiều dài mayơ bằng chiều rộng vành răng b = 81mm, đường 1

kính trục d =60

 Tra bảng 9.1[2] chọn theo bảng có :l b,h,t ,t =73,18,11,7,4.4t,1 2

 Bán kính góc lượng của rảnh r =0,3

 Do đó{σd= 2.744900

[60.73(11−7)]=85 MPa

τc=2.143750060.73 18=18 MPa chọn then trên thõa mãn yêu cầu.Bảng các thông số của then:

 Tính toán ổ lăn cho trục I:

 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

FRA=√RAX

2

+ R2AY=√2610.32+950.052=2777.8 N

 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

FRB=√RBX2 +R2BY=√2610.32+(−950.05)2=2777.8 N

Vì F = F , nên FRA RBR =F =FRARB= 2777.8N

Chọn sơ bộ cỡ ổ:

Ta chọn ổ bi đỡ một dãy. Đường kính trong của ổ bằng đường kính trục ở vị trí d=40mm

chọn sơ bộ ổ bi cỡ nhẹ 109 (d = 40, C = 16.5 kN, C = 12.4 0

kN). Chọn các hệ số: Kσ,K ,Vt

 Thiết bị vận hành ngắn hạn và không liên tục: K = 1σ

 Nhiệt độ làm việc của ổ < 100 C: K = 10

t

 Vòng trong quay nên ta chọn: V= 1 Xác định các hệ số : Do khong có lực dọc trục nên X=1,Y=0

 Tuổi thọ của ổ bi:

Ctt=Qm√L=1900.14√288=8 kN

Nên loại ổ bi đặt biệt nhẹ 109 thỏa yêu cầu

 Tính toán ổ lăn trục II:

 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

chọn sơ bộ ổ bi cỡ nhẹ 113(d = 60, C = 24.1 kN, C = 20 kN).0

 Chọn các hệ số: Kσ,K ,Vt

 Thiết bị vận hành ngắn hạn và không liên tục: K = 1σ

 Nhiệt độ làm việc của ổ < 100 C: K = 10

t

 Vòng trong quay nên ta chọn: V= 1 Xác định các hệ số : Do khong có lực dọc trục nên X=1,Y=0 Tuổi thọ của ổ bi:

- Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là khối lượng nhỏ và độ cứng cao.- Vật liệu làm vỏ là gang xám GX15-32.

- Hộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ, …- Bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân được cạo sạch hoặc mài để lắp sít, khi lắp

có một lớp sơn mỏng hoặc sơn đặc biệt.- Chọn bề mặt ghép nắp và thân: song song mặt đế- Mặt đáy về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 2 và ngay tại chỗ tháo dầu0

lõm xuống

1.2.Xác định kích thước vỏ hộp:

Chiều dày: - Thân hộp, - Nắp hộp, 1

 = 0,03a + 3 = 7,86 mm => chọn 8mm1 = 0,9 = 7,074 mm => chọn 8mmGân tăng cứng: - Chiều dày, e

- Chiều cao, h- Độ dốc

e = (0,8  1) = 8 mmh < 58 mm

khoảng 2o

Đường kính:- Bulông nền, d1

R2 1,3d = 17 mm2

C  D /2 = 55 mm3

h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗbulông và kích thước mặt tựa

Mặt đế hộp:- Chiều dày: khi không có phần lồi, S1

- Giữa bánh răng với thành trong hộp- Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp- Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

  (1  1,2) = 6,5 mm1 (3  5) = 40 mm

  =10mm

Số lượng bulông nền, Z

Z = (L + B)/(200  300) = 4L=521mm và B=351,5 mm

 Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Lỗ trụ(đường kính D) lắp ở trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời Để đảm bảo vị trítương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như lắp ghép, dùng 2 chốtđịnh vị Nhờ có chốt định vị, khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ(do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân), do đó loại trừ được một trong nhữngnguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng.

Ta dùng chốt định vị hình côn có các thông số sau:

d c l6 1 46

A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng100 75 150 100 125 130 87 12 M8 x 16 4

2.4 Nút thông hơi:

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên Để giảm áp suất và điều hòa không khíbên trong và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi Nút thông hơi được lắp trênnắp cửa thăm

Kích thước nút thông hơi

- Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu (nút tháo dầu tru) như sau:

M 20 x 2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4

2.6 Que thăm dầu:

- Đê kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu

Que thăm dầu

Vòng phớt được dùng khá rộng rãi do có kết cấu đơn giản, thay thế dễ dàng Tuynhiên có nhược điểm là chóng mòn và ma sát lớn khi bề mặt trục có độ nhám cao

Vòng phớt3.2 Vòng chắn dầu:

Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp

4 TỔNG KẾT BULONG:

 Bu long nền: d =18, chọn M20, l10=42. Bu lông cạnh ổ: d =13, l =34, chọn M13x10020

5.1 Dung sai ổ lăn:

Vòng trong ổ lăn chịu tải tuần hoàn, ta lắp ghép theo hệ thống trục lắp trung gian đểvòng ổ không trượt trên bề mặt trục khi làm việc Do đó, ta phải chọn mối lắp k6, lắptrung gian có độ dôi, tạo điều kiện mòn đều ổ (trong quá trình làm việc nó sẽ quay làmmòn đều)

Vòng ngoài của ổ lăn không quay nên chịu tải cục bộ, ta lắp theo hệ thống lỗ Để ổcó thể di chuển dọc trục khi nhiệt đô tăng trong quá trình làm việc, ta chọn kiểu lắptrung gian H7.

Mối lắp

ES(  m)

EI( m)

es(  m)

ei( m)

Bánh răng 1 30 H7/ k6 +21 0

+15+2

Bánh răng 2 45 H7/ k6 +25 0

+18+2

Bánh răng 3 48 H7/ k6 +25 0

+18+2

Bánh răng 4 65 H7/ k6 +30 0

+21+2

Ổ BI ĐỠ MỘT DÃY