đề tài '''' thiết kế hệ thống dẫn động xích tải ''''

Xác định công suất cần thiết Hiệu suất bộ truyền theo bảng 3.3 Chọn: - Hiệu suất của bộ truyền đai để hở:... = ud Không có sai số của bộ truyền vậy các thông số bánh đai được thỏa mãn

NHẬN XÉT CỦA GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

NHẬN XÉT CỦA GIẢNG VIÊN CHẤM ĐỒ ÁN.

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

MỤC LỤC

PHẦN I : TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI 6

PHẦN II : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 7

1 Chọn động cơ 7

2 Phân phối tỉ số truyền 8

PHẦN III : TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 1 Chọn dạng đai 10

2 Tính đường kính bánh đai nhỏ 10

3 Tính đường kính bánh đai lớn 10

4 Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l .11

5 Tính góc ôm đai nhỏ 12

6 Tính số đai z 12

7 Kích thước chủ yếu của bánh đai 13

8 Lực tác dụng lên trục Fr và lực căng ban đầu Fo 13

9 Xác định các thông số của bộ truyền đai bằng Inventor………14

PHẦN IV : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 19 1 Tính toán cấp chậm 19

2 tính toán cấp nhanh 34

PHẦN V : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN 44

1 Thiết kế trục 44

2 tính then 86

PHẦN VI : CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI TRỤC 105

1 Chọn ổ lăn 105

2 Khớp nối trục 116

PHẦN VII : THIẾT KẾ VỎ HỘP……… 118

1.Thiết kế vỏ hộp giảm tốc 118

PHẦN VIII : BÔI TRƠN BÁNH RĂNG .119

TÀI LIỆU THAM KHẢO ……….120

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơ khíchế tạo máy Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung sai lắpghép và cơ sở thiểt kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một cách khoa học

và tạo cơ sở cho các đồ án tiếp theo

Xích tải là một trong các phương pháp nâng chuyển được sử dụng rộng rãi trong ngành cơkhí nói riêng và công nghiệp nói chung

Trong môi trường công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hệ thống dẫn động xích tảisao cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng

Được sự phân công của Thầy Nguyễn Mạnh Tiến , nhóm chúng em thực hiện đồ án Thiết

kế hệ dẫn động xích tải để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơkhí hoàn chỉnh

Do yếu tố thời gian, kiến thức và các yếu tố khác nên chắc chắn có nhiều sai sót, rất mongnhận được những nhận xét quý báu của các thầy

Xin cám ơn các thầy hứơng dẫn và các thầy trong Khoa Cơ khí đã giúp đỡ chúng em hoànthành đồ án này!

SVTH:

Phan Văn Thắng

2 Bộ truyền đai thang

3 Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục

4 Nối trục đàn hồi

5 Xích tải

Số liệu thiết kế:

Lực vòng trên xích tải: F = 9000NVận tốc xích tải: v = 0.9 m/s

Số răng đĩa xích tải dẫn: z = 11Bước xích tải: p = 110 mmThời gian phục vụ: L = 6 nămQuay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ(1 năm làm việc 300 ngày, 1ca làm việc 8 giờ)Chế độ tải: T1 = T; T2 = 0,9T;

t1= 36s ; t2 = 15s

PHẦN I: TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH` TẢI

Xích tải là một loại của bộ truyền xích nó được sử dụng rất rộng rãi trong cuộc sống và trong sản xuất với hiệu suất cao, không sảy ra hiện tượng trượt, khả năng tải cao, có thể chịu được quá tải khi làm việc chính vì thế nó rất được ưa chuộn trong các băng chuyền trong sản xuất Dưới đây là hình ảnh về ứng dụng xích tải trong sản xuất:

Phần II: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.

1 Chọn động cơ

1.1 Xác định tải trọng tương đương

Công suất ứng với tải lớn nhất:

P =

.1000

F v

=

9000.0,91000

= 8,1 (kw) 3.4

[ ]1Công suất tương đương:

1.2 Xác định công suất cần thiết

Hiệu suất bộ truyền theo bảng 3.3

Chọn: - Hiệu suất của bộ truyền đai (để hở):

9,370,84

td ct

P P

η

(kW) 3.11

[ ]1

Số vòng quay của xích tải khi làm việc:

z p

vòng/phút 5.10[ ]1Chọn tỉ số truyền sơ bộ hệ thống

Động cơ loại K chế tạo trong nước, dễ tìm, giá thành không cao

Dựa vào bảng p1.1[2]: các thông số kĩ thuật của động cơ loại K Ta chọn được động cơ với các thông số sau:

I I

k dn

T T

dc t lv

n u n

Với lược đồ dẫn động như đề cho và dựa vào (Bảng 3.1 trang 43-sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí), ta chọn:

7,949

8,364( W) 0.99.0.96

8,346

8,782( W) 0.99.0.96

6 3 6 3

ta chọn loại đai là đai hình thang thường loại Ƃ, ta chọn như sau:

(L = 800-6300, d1 = 140-280,

γ

=360)Thông số cơ bản của bánh đai

Loại đai Kích thước mặt cắt, (mm) Diện tích

A1 (mm2)

Với dmin = 140 mm cho trong bảng 4.3[1]

Theo tiêu chuẩn chọn 1

160

Vận tốc dài của đai:

1 1

Theo tiêu chuẩn trong bảng 4.21[1] của bánh đai hình thang ta chọn

= ud

Không có sai số của bộ truyền vậy các thông số bánh đai được thỏa mãn

4 Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l

4.1 Chiều dài đai L

Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục a = d2 = 630mm, theo công thức (4.4) chiều dài đai

Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn l = 2700

Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây theo 4.15 i = v/l = 24,59/2,7 = 9,1/s < 10/s

5 Tính góc ôm đai nhỏ

Vì góc ôm bánh đai nhỏ trong trường hợp này luôn nhỏ hơn góc ôm bánh đai lớn nên nếu góc

ôm bánh đai nhỏ thõa thì góc ôm bánh đai lớn cũng được thõa

dc d

p k Z

Cu : hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền

Þchọn Z=4

7 Định các kích thước chủ yếu của bánh đai

8 Lực tác dụng lên trục F r , và lực căng ban đầu F o

Lực căng trên 1 đai:

0 1

dc d

v α

2 1

780.11.1, 25

107,63 23324,59.0,87.4

9 Xác định các thông số của bộ truyền đai bằng inventor:

Sau khi khởi động Modul Design Acclerator chọn Design V-Belts Component Generator

Chuyển sang tab Calculation để tính toán các thông số của bộ truyền đai Chọn Design number

of belts để tính số đai Nhập các thông số P = 11kw và v = 2935 vg/ph cho kết quả tính toán số đai là z =8

Sau khi tính được số đai ta quay lại Tab Design để thiết kế pully

Nhập đường kính pully D = 160mm, số đai Các thông số khác của pully được cập nhật từ thư viện khi ta chọn loại đai Pully số 2 thiết kế dựa vào tỉ số truyền Nhập tỉ số truyền u=4 các thông

số của pully số 2 được cập nhật

Sau khi tính toán sơ bộ xong ta kiểm bền bộ truyền đai Chuyển Tab Calculation ta chọn StrengthCheck Máy tính thông báo bộ truyền đai đạt yêu cầu Ta thu được các kết quả như sau:

Bảng 2.1: các thông số bộ truyền đai thang

Project Info

Length correction factor

External line offset

Pitch line offset

Minimum recommended pulley datum diameter

Maximum flex frequency

Maximum belt speed

Specific mass

Base power rating

Grooved Pulley 1 Properties

Distance from edge

Distance between grooves

Resultant axle load

Static tensioning force

Distance from edge

Distance between grooves

Force on input

Force on output

Resultant axle load

Static tensioning force

Resultant service factor

Length correction factor

Number of belts correction factor

Number of pulleys correction factor

Modify friction with speed factor

Tension factor

Belt Speed

Belt flex frequency

Number of belts required

Effective pull

Centrifugal force

Belt installation tension

Maximum tension in belt span

Phần IV :Thiết kế bộ truyền bánh răng.

1 Tính toán cấp nhanh (bánh răng nghiêng)

1.1 Chọn vật liệu:

Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ, hai cấp, chịu công suất tương đối lớn (

11

dc dm

P = kW

),nên cần chọn vật liệu nhóm II.Bánh răng được tôi thể tích, tôi bề mặt, thấm cacbon,thấmnitơ.Do độ rắn cao nên phải cắt răng trước khi nhiệt luyện, sau khi nhiệt luyện phải dùng cácnguyên công tu sửa đắt tiền như mài, mài nghiền v.v Răng chạy mòn rất kém nên phải nâng cao

độ chính xác chế tạo, nâng cao độ của trục và ổ.Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau

1.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép:

1.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

H

σ

= 23.HRC = 23.55 = 1265(Mpa) ứng tiếp xúc cho phép tương ứng số chu kì cơ sở bánh lớn

0 lim 2

NHE – số chu kì làm việc tương đương của đường mỏi tiếp xúc.

NHE =

3 '

c – số lần ăn khớp ở trường hợp này c = 1

T – Mô men xoắn lớn nhất trong các mô men Ti

Ti – Mô men xoán ở chế độ làm việc thứ i

=

1

36.6.300.2.8 2032951

lv

t t

=

2

15.6.300.2.8 847051

lv

t t

NHO - số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc.

Vì NHE1 > NHO1 NFE1 > NFO1

NHE2 < NHO2 NFE2 > NFO2

1.2.2 Ứng suất uốn cho phép.

Răng làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động) nên ứng suất uốn được tính theo công thức sau:

K

: Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi Ở đây

quay một chiều nên FC

( ) ( ) ( )

1

3 3

Theo tiêu chuẩn chọn m = 3

1.3.3 Số răng của bánh răng.

Chọn sơ bộ = 10 , do đó cos = 0,9848, theo (6.31) số răng bánh nhỏ

Số răng bánh lớn Z2 = u.Z1 = 5,23.26 = 135,98 Lấy Z2 = 136

+ =

3.(26 136)2.250

+

= 0,972 Suy ra = 13,59 = 1325’

1.3.4 Kích thước bộ truyền bánh răng

2

w

= dw1.u = 80,26.5,23 = 419,76 mmđường kính vòng đỉnh:

d

1

= dw1 + 2.m = 80,26 + 2.3 = 86,26 mmd

2

= dw2 + 2.m = 419,76 + 2.3 = 425,76 mmĐường kính vòng chân răng :

2 1

250 0, 004.73.3, 08 6, 218

KHv =

6, 218.62,5.80, 261

2.114262.1,16.1, 28

+

= 1,092

KH = 1,16.1,28.1,092 = 1,621Theo (6.35) tgb = cost.tg = cos(20,529).tg(13,59) = 0,2264 suy ra b = 12,76

với t = tw = arctg(tg/cos) = arctg(tg/0,972) = 20,529

ZH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH =

2 os 2 os(12, 76)

1, 723 sin 2 s in41,058

b tw

ε =

KXH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng

Với da < 700mm KxH = 1, do đó theo (6.1) và (6.1a)[ ]σ =H 1064,5.1.0,95.1 1011,3=

N/mm2 Như vậy H < [H] do đó độ bền tiếp xúc được thỏa mãn

1.5 tính toán kiểm tra độ bền uốn

Theo (6.43)

F

σ = 1 W W1 1

2

250 0, 006.73.3, 08 9,327

Với εα = 1,685, Yε = 1/εα = 1/1,685 = 0,593

β = 13,59, Yβ = 1 – 13,59/140 = 0,9

Số răng tương đương ZV1 = Z1/cos3β = 26/(0,972)3 = 28,31

ZV2 = Z2/cos3β = 136/(0,972)3 = 148,09

Theo bảng 6.18 ta được YF1 = 3,85 YF2 = 3,60

Với m = 3mm YS = 1,08 – 0,0695.ln(3) = 1,017 ; YR = 1 (bánh răng phay);

KxF = 1 (da < 400mm) , do đó theo (6.2) và (6.2a)

[σF1] = [σF1].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,017.1 = 492,1 MPa

[σF2] = [σF2].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,017.1 = 492,1 MPa

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên :

σF1 = 2.114262.2,2.0,593.0.9.3,85/(62,5.80,26.3) = 68,65 < [σF1]

σF2 = σF1.YF2/YF1 = 68,65.3,6/3,85 = 64,19 < [σF2]

Vậy độ bền uốn đươc thỏa mãn

1.6 Các thông số cơ bản của bộ truyền được tính bằng inventor như sau

Sau khi khởi động Modul Design Acclerator chọn Design and calculates spur gears (thiết kế và tính toán bánh răng), ta có dao diện làm việc như sau:

Trong phần Design Guide (hướng dẫn thiết kế) chọn Module và nhập tỷ số truyền trong mục Desired Gear Ratio (tỷ số truyền) unh = 5,23, nhập góc nghiêng răng ở mục Helix Angle β = 13,590 Trong mục Center Distance (khoảng cách trục) chọn theo tiêu chuẩn, ở đây chọn 250 (mm); trong mục Number of Teeth chọn số răng Z1 = 26; trong mục Facewidth (Chiều rộng vànhrăng) chọn 62,5 (mm); trong mục Unit Correction (dich chỉnh răng) chọn X1 = 0; trong mục

Pressure Angle (góc áp lực) chọn theo tiêu chuẩn, ở đây chọn α = 200; các thông số khác giữ nguyên theo tiêu chuẩn.

Chuyển sang tab calculation chọn Geometry Design (thiết kế hình học) và nhập các thông số của

bộ truyền trong phần Loads: Power (công suất) trên trục I: P1 = 8,782 (KW); Speed (số vòng quay) trên trục I: n1 = 734 (vg/ph); Efficiency (hiệu suất) bộ truyền bánh răng η = 0,96.Nhập các thông số về ứng suất tiếp xúc cho phép bánh răng 1: ζH1lim = 1265 (Mpa), 2: ζH2lim = 1265 (Mpa); ứng suất uốn cho phép của bánh răng 1: ζF1lim = 750 (Mpa), 2: ζF1lim = 750 (Mpa); số giờ làm việc: Lh = 6 300 16 = 28800 (hr)

Chọn Accuracy (Độ chính xác) để chọn cấp chính xác và tiêu chuẩn thiết kế Ở đây ta chọn cấp chính xác là 9 và tiêu chuẩn thiết kế là ISO 1328:1997 (tiêu chuẩn ISO số 1328 năm 1997)

Nhấn OK

Chọn Factors (Các thông số) để nhập các thông số khác của bộ truyền, ta chọn KA= 1,25 ul (hệ

số va đập nhẹ), các hệ số khác mặc định theo tiêu chuẩn

Nhấn OK

Sau khi hoàn thiện việc nhập các thông số cần thiết cho bộ truyền bên Tab Calculation nhấn chọnCalculate

Sau đó quay lại tab Design chọn Preview… để xem lại các thông số tính toán của bộ truyền.

Cuối cùng chọn OK ta được bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh Kết quả như sau:

Bảng 1.7 thông số bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Product Center Distance

Total Unit Correction

Circular Pitch

Base Circular Pitch

Operating Pressure Angle

Tangential Pressure Angle

Tangential Operating Pressure Angle

Base Helix Angle

Limit Deviation of Axis Parallelity

Limit Deviation of Axis Parallelity

Base Circle Diameter

Work Pitch Diameter

Facewidth

Facewidth Ratio

Addendum

Chordal Dimension Teeth

Dimension Over (Between) Wires

Wire Diameter

Limit Deviation of Helix Angle

Limit Circumferential Run-out

Limit Deviation of Axial Pitch

Limit Deviation of Basic Pitch

Virtual Number of Teeth

Virtual Pitch Diameter

Virtual Outside Diameter

Virtual Base Circle Diameter

Unit Correction without Tapering

Unit Correction without Undercut

Unit Correction Allowed Undercut

Addendum Truncation

Unit Outside Tooth Thickness

Tip Pressure Angle

Bending Fatigue Limit

Contact Fatigue Limit

Hardness in Tooth Core

Hardness in Tooth Side

Base Number of Load Cycles in Bending

Base Number of Load Cycles in Contact

W?hler Curve Exponent for Bending

W?hler Curve Exponent for Contact

Face Load Factor

Transverse Load Factor

One-time Overloading Factor

Factors for Contact

Elasticity Factor

Zone Factor

Contact Ratio Factor

Single Pair Tooth Contact Factor

Size Factor

Work Hardening Factor

Factors for Bending

Form Factor

Stress Correction Factor

Teeth with Grinding Notches Factor

Helix Angle Factor

Contact Ratio Factor

Alternating Load Factor

Production Technology Factor

Factor of Safety from Pitting

Factor of Safety from Tooth Breakage

Static Safety in Contact

Static Safety in Bending

Theo tiêu chuẩn ta chọn aw = 280 mm

Trong đó theo bảng 6.6, chọn ψba = 0,3 ; với răng thẳng Ka = 49,5 ; theo (6.16)

ψbd = 0,5.0,3(3,06 + 1) = 0,609, do đó theo bảng 6.7, KHβ = 1,08

1.3.2 Môđun bánh răng.

1 = dw1 + 2.m = 137,93 + 2.3 = 143,93 mm

d

2 = dw2 + 2.m = 422,07 + 2.3 = 428,07 mmĐường kính vòng chân răng :

df = dw – 2,5m

df1 = dw1 – 2,5m = 137,93 – 2,5.3 = 130,43 mm

2 1 .

280 0, 004.73.1, 01 2,821

b tw

Với bánh răng thẳng dùng (6.36a) để tính Zε :

KXH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng

Với da < 700mm KxH = 1, do đó theo (6.1) và (6.1a)[ ]σ =H 1064,5.1.0,95.1 1011,3=

N/mm2 Như vậy H < [H] do đó độ bền tiếp xúc được thỏa mãn

1.5 tính toán kiểm tra độ bền uốn

Theo (6.43)

F

σ = 1 W W1 1

2

Theo (6.47)

W 0

280 0, 006.73.1.01 4, 232

Theo bảng 6.18 ta được YF1 = 3,65 YF2 = 3,6

Với m = 3mm YS = 1,08 – 0,0695.ln(3) = 1,004 ; YR = 1 (bánh răng phay);

KxF = 1 (da < 400mm) , do đó theo (6.2) và (6.2a)

Vậy độ bền uốn đươc thỏa mãn

1.6 Các thông số cơ bản của bộ truyền được tính bằng inventor như sau

Sau khi khởi động Modul Design Acclerator chọn Design and calculates spur gears (thiết kế và tính toán bánh răng), ta có dao diện làm việc như sau:

Trong phần Design Guide (hướng dẫn thiết kế) chọn Module và nhập tỷ số truyền trong mục Desired Gear Ratio (tỷ số truyền) unh = 3,06, nhập góc nghiêng răng ở mục Helix Angle β = 00 Trong mục Center Distance (khoảng cách trục) chọn theo tiêu chuẩn, ở đây chọn 280 (mm); trong mục Number of Teeth chọn số răng Z1 = 46; trong mục Facewidth (Chiều rộng vành răng) chọn 84 (mm); trong mục Unit Correction (dich chỉnh răng) chọn X1 = 0; trong mục Pressure Angle (góc áp lực) chọn theo tiêu chuẩn, ở đây chọn α = 200; các thông số khác giữ nguyên theo tiêu chuẩn.