ĐỀ TÀI THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY " Thiết kế trạm dẫn động băng tải " pps

ĐỀ TÀI THIẾT KẾ ĐỒÁN CHI TIẾT MÁY

" Thiết kế trạm dẫnđộng băng tải "

MỤC LỤC

CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM 10

ĐỀ TÀI THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 10

THUYẾT MINH 11

2)Chọn công suất động cơ 11

dclvP : công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ 11

Ft =4250 N :lực vòng trên băng tải 12

III)XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC 14

+) Tốc độ quay trên trục II: nII =

Phù hợp với vận tốc yêu cầu 17

2) Xác định các thong số của xích và bộ truyền xích 17

Z1≥ Zmin=1315 17

Theo công thức thự ngiệm 17

Kz: hệ số số răng 17

+ka hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích 18

+kdc hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng 18

+kbt hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn 18

Trong bước tính toán sơ bộ lấy:YR.YS.KXF =1 24

+)H =500 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép 24

Tra bảng 6.8(hd)ta chọn mô đun pháp m=.1,25 24

-)Xác định số răng Z1, Z2, chọn sơ bộ 100 cos0,9848 24

Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện 30

a) Ứng suât tiếp xúc cho phép: [ ] 30

Trong bước tính toán sơ bộ lấy:YR.YS.KXF =1 32

+)T1 mô men xoắn trên trục chủ động:trục II 32

Tra bảng 6.8(hd)ta chọn mô đun pháp m=1,5 32

-)Xác định số răng Z1, Z2, chọn sơ bộ 100 cos0,9848 33

B)KIỂM TRA CÁC ĐIỀU KIỆN : 38

I)KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN TRẠM TRỤC 38

Vậy điều kiện trạm trục được đảm bảo 39

Với bộ truyền cấp nhanh 39

PHẦN II)THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI 41

Chương I):Tính toán thiết kế trục 41

Chương IV/TÍNH CHỌN Ổ LĂN : 67

+) Khả năng tải tĩnh nhằm tránh biến dạng dư 67

Cd =QmL cb: trong đó : 67

Q là tải trọng làm việc quy ước 67

L là tuổi thọ cần thiết (triệu vòng) 67

X,Yhệ số tải trọng hướng tâm và rọc trục 67

V:hệ số kể đến vòng nào quay.với ổ vòng trong quay V=1 67

Kthệ số kể đến ảnh hương của nhiệt độ kt =1(1050) 67

Fa , và Fr tải trọng dọc trục và tải trọng hướng kính 68

I)Chọn ổ lăn cho trục I 68

Theo kết quả tính toán trục ta có: 68

Fso2 = e.Fro2 =0,35.627,3=219,55N 69

Ta thấy Q1 >Q2 →chọn ổ 1 để kiểm tra khả năng tải động 70

L=60.10-6.n.Lh =60.10-6.246,52.16352=241,86N 72

Vậy ổ bi đã chọn thỏa mãn yêu cầu 72

Theo kết quả tính toán trục ta có: 73

I)THIẾT KẾ CÁC KÍCH THƯỚC CỦA VỎ HỘP: 74

=0,03a+3 : a là khoảng cách trục I và trụII 74

CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM độc lập tự do hạnh phúc

ĐỀ TÀI THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Sinh viên thiết kế: Đào văn Tùng Lớp: k41ccm6 Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn văn Dự

nội dung thiết kế:Thiết kế trạm dẫn động băng tải

Số liệu cho trước:

Lực vòng trên băng tải:Ft=4250

Đường king tang băng

Vânj tốc vòng băng

T/chất tải trọng:quay đều,làm việc êm

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

PHẦN I/TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN –PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I)Chọn động cơ điện 1)chọn loại động cơ

Chọn động cơ điện đẻ dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ là công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy.Trong công nghiệp sử dụng nhiều loại động cơ như: Động cơ điện một chiều , động cơ điện xoay chiều.Mỗi loại động cơ có một ưu nhược điểm riêng, tùy thuộc vao các yêu cầu khác nhau mà ta chọn loại động cơ cho phù hợp.

Với yêu cầu thiết kế trạm dẫn động băng tải đã cho, dựa vào đặc tính và phạm vi sử dụng của loại động cơ ta chọn động cơ ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc (còn gọi là rô to ngắn mạch) vì nó

các ưu điểm đó là:Kết cấu đơn gản giá thành thấp , rễ bảo quản,làm việc tin cậy.Tuy nhiên loại này có nhược điểm là hiệu suất thấp , hệ số cos thấp so với động cơ đòng bộ , không điều chỉnh vận tốc được.

2)Chọn công suất động cơ

+) Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ , đảm bảo cho khi động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không được lớn hơn nhiệt độ cho phép.Muốn vậy cần có: dtdc

P :công suát đẳng trị của động cơ

+)Do tải trọng không đổi nên ta có: Pdtdc Plvdc

3.1)Số vòng quay trên trục công tác: nct

+) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:ndb = 1500 v/ph như vậy tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống:

.ta thấy tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống nằm trong khoảng tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền bánh răng trụ hai cấp(8÷40)

Vậy số vòng quay đồng bộ được chọn của động cơ là 1500 v/ph 3.2)Chọn động cơ sử dụng

-Động cơ loại 4A có khối lượng nhẹ hơn loại K và DK.Phạm vi công suất lớn và số vòng quay đồng bộ lớn loại Kvà DK

-căn cứ vào giá trị công suất đẳng trị và số vòng quay đồng bộ của động cơ ta chọn động cơ sao cho: dtdc

4)Kiểm tra điều kiện mở máy điều kiện quá tải cho động cơ a)Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

- Khi khởi động , động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống : điều kiện mở máy :

-)Pcbddc công suất cản banđầu trên trục động cơ

→đảm bảo điều kiện mở máy II)PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

tỉ số truyền chung của toàn hệ thống: U

Ung tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp Uh = U1 U2 , tỉ số truyền của hộp giảm tốc U1 tỉ số truyền của cặp bánh răng 2 ( cấp nhanh) U2 tỉ số truyền của xặp bánh răng 3(cấp chậm) 1)Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp

+)Với hệ dẫn động gồm HGT 2 cấp bánh răng nối với bộ truyền

ni1,ni số vàng quay trên trục i-1,và truc i Ui-1→I tỉ số truyền giữa trục i-1 và trục i

Có ba loại xích:xích ống ,xích con lăn,và xích răng.Trong ba loại xích trên ta chọn xích con lăn để thiết kế vì chúng có ưu điểm: Có thể thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa(ở xích ống) bằng ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa (ở xích con lăn).Kết quả là độ bền của xích con lăn cao hơn xích ống

chế tạo xích con lăn không khó bằng xích răng Ngoài ra:

Xích con lăn có nhiều trên thị trường →dễ thay thế Phù hợp với vận tốc yêu cầu

Vì công suất sử dụng không quá lớn nên chọn xích một dãy 2) Xác định các thong số của xích và bộ truyền xích

a)Chọn số răng đĩa xích

-số răng đĩa xĩch càng ít , đĩa bị động quay càng không đều, động năng va đập càng lớn và xích mòn càng nhanh.Vì vậy ta chọn số răng tối thiểu của đĩa xích (thường là đĩa chủ động) là:

Z1 ≥ Zmin=1315 Theo công thức thự ngiệm

Z1=29-2u

-Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng:

Pt = P.k.kz kn ≤ [P]

Pt là công suất tính toán (kw)

P:công suất cần truyền trên trục ba (kw) :P=PIII =3,55 [P]:công suất cho phép (kw)

+ka =1 vì ta chọn a = (30 ÷ 50)p

+kdc hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng +kdc=1,25 vị trí trục không điều chỉnh được

+kbt hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn +kbt =1,3(có bụi nhưng vẫn đảm bảo bôi trơn) +kd hệ số tải trọng động

+kd =1:tải trọng làm việc êm

+kc hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền + kc =1 làm việc 1 ca

→K =1.1.1,25.1,3.1.1=1,625

Vậy :Pt=3,55 1,625.1.0,.65 =3,05(kw) Tra bảng 5.5(hd) với n01 =50 (v/ph)

Chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích :

p= 31,75 (mm) thỏa mãn điều kiện bền:

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm ngiệm về quá tải theo hệ số an toàn:

với r =0,5025.d1 +0,05 =0,5025.15,8+0,05=8,03mm d1 =15,88 tra bảng 5.2(hd)

→df1=273,48-2.9,62 =254,2 mm

→ df2 =d2 -2r =495,55-2.9,62 = 476,31 mm Các kích thước còn lại tính theo bảng13.4 (hd) f)Kiểm ngiệm độ bền tiếp xúc của bộ truyền

+) ứng suất tiếp xúc: H trên mặt răng đĩa xích phải thỏa mãn điều

Như theo bảng 5.11(hd) dung gang xám tôi ram có độ rắn bề mặt 321÷429HB Ứng suất tiếp xúc cho phép : H 550 650MPa lfà vật liệu đảm bảo để chế tạo đĩa xích

II)THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG II)THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG: 2.1)Bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH = 1,1

Ứng suất ýôn cho phép khi tính về uốn , ứng với số chu kì cơ sở:

Ứng suât tiếp xúc cho phép: [ ]

Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức:

+)KHL hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạnh phuụcvụ và chế độ tải trọng của bộ truyền:

+)ttổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét +)c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1

Ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức : (bộ truyền quay 1 chiều)

+) số chu kì thay đổi ứng suất khi thử về uốn : NFO1 =NFO2=4.106(mọi loại thép)

Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:NFE = NHE:

Trong đó +)K hệ số vật lieu của ặpp bánh răng:Ta có+)T1 mô men xoắn trên trục chủ động:trục I

+)H =500 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép +)u tỉ số truyền của bộ truyền

+)KH hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

-) Mô đun :m=(0,01÷0,02)aw=(1,2÷2,4)

Tra bảng 6.8(hd)ta chọn mô đun pháp m=.1,25

Với Z1=27 ta dung dịch chỉnh góc với:x1 = x2 =0,5 Theo bảng 6.10B ta tra được ky =0,21

→18,57thuộc khoảng:8÷200 (với cặp bánh răng trụ răng ngiêng) 4)Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn

Trong đó :

+)Zm :hệ số kể đến cơ tính của vật liệu , của các bánh răng ăn khớp , tra bảng 6.5(hd) được: Zm =274 (MPa1/3)

+)KH hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :KH =KH.KH KHV TRONG ĐÓ: KH =1,06, tra bảng 6.7(hd) ưứngvới sơ đồ 3

KH hệ số kể đến sưựphân bố không đều tải trọng cho các đôi

Như vậybộ truyền thỏa mãn điều kiện bền về tiếp xúc và vật liệu chế tạo bánh răng dược tiết kiệm tối ưu

d)Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

-)để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép :

,F1

Y và aYF2 hệ số dạnh răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh

+)số răng tương đương :Zv1 = cos18,57 31,7

→Hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF =1,.2.1,37.1,07 =2 Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh chủ động

Vậy điều kiện bền uốn đã được thỏa mãn 2.1.b)Kiểm ngiệm răng về quá tải

Khi làm việc răng có thể bị quá tải(lúc mở , hãm máy) với hệ số

kiện tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn lớp bề mặt.

Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại Fmax phải thỏa mãn điều kiện :

Vậy đã thỏa mãn điều kiện phòng biến dạnh dư hoặc phá hủy mặt lượn chân răng

Qua phần tính toán ,kết hợp với các công thức tính trong bảng 6.11

-) Ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB<350:cụ thể tra bảng 6.1(hd) ta chọn

Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện

+)Giới hạn bền b=750MPa, giới hạn chảy ch= 450MPa độ

Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH = 1,1

Ứng suất ýôn cho phép khi tính về uốn , ứng với số chu kì cơ sở:

+)ttổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét +)c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1

+)Ứng suât uốn cho phép: [H] = RVXHHL

b) Ứng suât uốn cho phép :F

Ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức : (bộ truyền quay 1 chiều)

+) số chu kì thay đổi ứng suất khi thử về uốn : NFO1 =NFO2=4.106(mọi loại thép)

Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:NFE = NHE:

Trong đó +)K hệ số vật liu của ặpp bánh răng: +)T1 mô men xoắn trên trục chủ động:trục II +)H ứng suất tiếp xúc cho phép

+)u tỉ số truyền của bộ truyền

+)KH hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

-) Mô đun :m=(0,01÷0,02)aw=(1,4÷2,8) Tra bảng 6.8(hd)ta chọn mô đun pháp m=1,5

=15,36thuộc khoảng:8÷200 (với cặp bánh răng trụ răng ngiêng) Vì Z1 =43 >30→không cần dung bánh răng dịch chỉnh, vì hiệu quả dịch chỉnh cải thiện chất lượng ăn khớp kém.

4)Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn

+)Zm :hệ số kể đến cơ tính của vật liệu , của các bánh răng ăn khớp , tra bảng 6.5(hd) được: Zm =274 (MPa1/3)

→Z = 1,65 0,78 1

+)KH hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :KH =KH.KH KHV TRONG ĐÓ: KH =.1,12, tra bảng 6.7(hd) ứngvới sơ đồ 3

KH hệ số kể đến sưựphân bố không đều tải trọng cho các đôi

+) tra bảng 6.14(hd)ta được KH =1,13

+) KHV hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùngăn khớp: kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.

Tra bảng 6.15 ta được H 0,002,g0=73 tra bảng 6.16 (hd)

thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

5)Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn

+)Để đảm bảo điều kiện bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không đwowcj vượt quá một giá trị cho phép:

Y và aYF2 hệ số dạnh răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh

+)số răng tương đương :Zv1 = cos15,36 33,52

→Hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF =1,32.1,4.1,17 =2,16 Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh chủ động

Vậy điều kiện bền uốn đã được thỏa mãn 2.1.b)Kiểm ngiệm răng về quá tải

Khi làm việc răng có thể bị quá tải(lúc mở , hãm máy) với hệ số

kiện tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn lớp bề mặt.

Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại Fmax phải thỏa mãn điều kiện :

Vậy đã thỏa mãn điều kiện phòng biến dạnh dư hoặc phá hủy mặt lượn chân răng

Qua phần tính toán ,kết hợp với các công thức tính trong bảng 6.11 B)KIỂM TRA CÁC ĐIỀU KIỆN :

I)KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN TRẠM TRỤC Kiểm tra điều kiện trạm trục:

Vậy điều kiện trạm trục được đảm bảo 2)kiểm tra điều kiện bôi trơn

Để giảm mất mát công suất vì ma sát, gỉm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốtvà đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc.

*)đối với hộp giảm tốc đang thiết kế ta dung phương pháp bôi trơn trong dầu , ngâm các chi tiết trong dầu chứa ở hộp (vì v<12m/s) Với bộ truyền cấp nhanh

-)chiều cao răng: h=h1 =h2 =2,25.m=2,25.1,25=2,8125mm -)Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu:

Lmin =(0,75÷2)h = (2,53÷6,75) Vì lmin≥10 nên chọn lmin = 10mm -)Mức dầu tối thiểu:

-) Chiều sâu ngâm răng tối thiểu:

lmin = (0,75÷2)h =(2,53÷6,75).Nhưng: lmin ≥10 nên ta lấy

3)mức dầu chung cho cả hộp :

Ta có : xmin = min (x2min ; x4min )=103,05 xmax = max (x2max; x4max)

THỏa mãn điều kiện sai số vận tốc

PHẦN II)THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

Chương I):Tính toán thiết kế trục

Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực Tính sơ bộ chiều dài các đọan trục.

+)Chiêu dài moay ơ đĩa xích và bánh răng

Lcki =0,5(lmki+bo)+k 3+hn +)lcki khoảng công xôn +)bo chiều rộng ổ lăn

+)hn chiều cao nắp ổ và đầu bu long

+)k3 khoảng cách từ cạnh chi tiết quay đến nắp ổ : Tra bảng 10.3(hd) chọn:k3 =15 =hn

vậy: lc12 =0,5(lm12 + 15)+15+15 =0,5(45+15)+30 =60mm +)lc33 =0,5(lm33 +27)+15+15=0,5(70+27)+30 =78,5mm +)Tren trục II trục chung gian tra bảng 10.3 (hd)ta chọn

Khoảng cách từ mặt cạnh của bánh răng đến thành trong của hộp giảm tốc hoặc khoảng cách giữa hai bánh răng Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông hn = 15 (mm) Theo bảng 10.4(hd)loại hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp có:

→Rcx =606,14,Rax = -529,35 (chiều Raxngược chiều giả thiết) Ta vẽ được biểu đồ mômen uốn Mx như hình vẽ:

Theo phương thẳng đúmh oY ta có: Rcy.167-Fr152,5+Ma1 =0

Rcy+Ray –Fr1 =0

→Rcy =161,57 N , RAy =518,09N

Ta vẽ được biểu đồ mômen uốn My như hình vẽ: Tìm đường kính trục tại các tiết diện:

+)Tại vị trí lắp bánh răng 1 :chiều cao tính từ chân răng bánh răng 1 đến trục là : lf = (df1 –d)/2 - t2 :t2 chiều sâu rãnh then trên bánh răng 1 Tra bảng 9.1(hd) ta được t2 =3,3 vậy:

RAy=-674,68N vậy chiều của RAy ngược chiều giả thiết Tính đường kính trục tại các tiết diện:

Để thuận tiện cho lắp gép và đảm bảo tính công ngệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:

Đường kính đoạn trục lắp với ổ lăn :d=35mm

Đường kính đoạn trục lắp với bánh răng 2 và bánh răng 3 là d=40mm

Tại vị trí lắp bánh răng 3 chiều cao đoạn từ chân răng đến trục là :lf Lf =(df3 –d)/2:t2 chiều sâu rãnh then trên bánh răng 3 tra bảng 9.1a ta được : với d=40 ta có t2 =3,3mm: