đồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động xích tải để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY: Thiết kế hệ dẫn động xích tải để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh.. Xích tải là một trong các phương pháp nâng chuy

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY:

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

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơ khí chế tạo máy Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung sai lắp ghép 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 cơ khí nói riêng và công nghiệp nói chung

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

Được sự phân công của Thầy, 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 cơ khí hoàn chỉnh

Do yếu tố thời gian, kiến thức và các yếu tố khác nên chắc chắn có nhiều sai sót, rất mong nhận 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 hoàn thành đồ án này!

SVTH:

Nguyễn Văn Tiến Bùi Văn Tiến Bùi Xuân Toàn Nguyễn Trọng Tín

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

Phương án: 12

1 Động cơ điện

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 = 3500N Vận tốc xích tải: v = 1,25 m/s

Số răng đĩa xích tải dẫn: z = 11 Bước xích tải: p = 110 mm Thời gian phục vụ: L = 7 năm Quay 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; T3 = 0,75T

t1= 15s ; t2 = 48s ; t3 = 12s

MỤC LỤC

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

PHẦN II : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 9

1 Chọn động cơ 9

2 Phân phối tỉ số truyền 10

PHẦN III : TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 1 Chọn dạng đai 12

2 Tính đường kính bánh đai nhỏ 12

3 Tính đường kính bánh đai lớn 12

4 Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l 13

5 Tính góc ôm đai nhỏ 14

6 Tính số đai z 14

7 Kích thước chủ yếu của bánh đai 15

8 Lực tác dụng lên trục Fr và lực căng ban đầu Fo 15

9 Đánh giá đai 16

10 Tuổi thọ đai 16

PHẦN IV : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 17 1 Tính toán cấp chậm 17

2 tính toán cấp nhanh 23

PHẦN V : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN 30

1 Thiết kế trục 30

2 tính then 44

PHẦN VI : CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI TRỤC 51

1 Chọn ổ lăn 51

2 Khớp nối trục 54

PHẦN VII : THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP 55

1.Thiết kế vỏ hộp giảm tốc 55

2.Các chi tiết phụ 56

3 Dung sai lắp ghép 58 PHẦN VIII : XÍCH TẢI 59

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:

1000 1000

F v

P    (kW) 3.4 1 Công suất tương đương:

1.2 Xác định công suất cần thiết

Hiệu suất bộ truyền theo bảng 3.3 1

Chọn: - Hiệu suất của bộ truyền đai (để hở): η = d 0,95

- Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (được che kín): br 0,96

- Hiệu suất của cặp ổ lăn: η = ol 0, 99

- Hiệu suất của khớp nối trục: kn 1

- Hiệu suất của toàn bộ hệ thống η:

3, 934

4, 680,84

td ct

P P

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:

Kiểu động cơ Công suất

Vận tốc quay %

k dn

I I

k dn

T

Khối lượng (Kg) K123M2 5,5 2900 85 7.0 2,2 0,93 73

2 Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung:

2900

46,7762

dc t lv

n u n

Mà ut = ud.uh

Với ud là tỉ số truyền của đai

uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc Chọn d 4 46, 77 11, 69

u1 =

2 3

a1

2 3

a11

ba

b ba h b

Công suất trên các trục:

20362,1( / )

6 3 6 3

Phần III: Tính toán, thiết kế bộ truyền đai thang

Thông số cơ bản của bánh đai

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

A1 (mm2)

Thang, A

2 tính đường kính bánh đai nhỏ

1 1, 2 min 1, 2.100 120

d = d = = mm trang 152[1] Với dmin = 100 mm cho trong bảng 4.3[1]

Theo tiêu chuẩn chọn d1= 125mm trường hợp Vận tốc dài của đai:

1 1

5004125

ttd

d u d

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

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

4.2 Chiều dài đai L

1 2 ( 2 1)2.

C : Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm

1 110

0

2240

1, 0471700

Cr : Hệ số xét đến ảnh hưởng tải trọng, theo bảng 4.8[1]

Chọn Cr = 0,7 do cơ cvau61 phải làm việc 2 ca nên Cr = 0,7 – 0,1 = 0,6

Thay các thông số vào ta có: 5,5 3,53

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

Lực căng trên 1 đai:

0 1

780

dc d

v α

 

dc d

Hệ số ma sát tương đương:

Từ công thức

' ' 0

1

f t f

t t

.10 1200.18, 98 10 0, 43( )

v v

o u

m r m h

σ σ L

σ : Giới hạn mỏi của đai thang, σ r= 9MPa

m : Chỉ số mũ của đường cong mỏi

Đối với đai thang Þ m= 8

i : số vòng chạy của đai trong 1 giây, 18, 98 8, 47

2, 24

i = = (l/s)

Vậy trong bảy năm làm việc, số lần thay đai là N = 7.300.2.8 16,3 17

có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có

khả năng chạy mòn Dựa theo bảng 3.8 ( [1] ) chọn Thép 45 C loại thép này rất thông dụng , rẻ tiền.Với phương pháp tôi cải thiện tra bảng 6.1, 6.2 ta được các thông số 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:

lim1

OH

 = 2.250 + 70 = 570 (N mm/ 2) Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở bánh lớn

KHL – hệ số tuổi thọ phụ thuộc vào NHE, NHO, NFO, NFE

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

NHE =

3 '

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

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

lv

t t

t t t   giờ

t'2= 2

1 2 3

48.7.300.2.8 2150475

lv

t t

t'3= 3

1 2 3

12.7.300.2.8 537675

lv

t t

Vì NHE1 > NHO1 NFE1 > NFO1

NHE2 > NHO2 NFE2 > NFO2

Do bánh lớn co ứng suất tiếp xúc cho phép bé hớn nên ta chọn bánh lớn để tính toán điều kiện tiếp xúc

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:

Do các bánh răng không đối xứng các ổ trục nên ta chọn ψ ba= 0,3 theo 6.15[1]

Với ψ - hệ số chiều rộng vành răng ba

( 2 1)

0, 642

1.3.3 Số răng của bánh răng

1 2

1254

963.3129

Sai số tỉ số truyền:

'

2 2 2

Vậy số răng cặp bánh răng được thõa

1.3.4 Kích thước bộ truyền bánh răng

dw1= Z1.m = 29.4 = 116 mm

dw2= Z2.m = 96.4 = 384 mm đường kính vòng đỉnh:

d 1 = dw1 + 2.m = 116 + 2.4 = 124 mm

d 2 = dw2 + 2.m = 384 + 2.4 = 392 mm Đường kính vòng chân răng :

2

II H FV u H

Kl –Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thường Kl = 1

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

1.5 tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn

Bánh dẫn :  1

1

25765,53,925

F F

Y



 

Do đó độ bền bánh bị dẫn thấp hơn, nên ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn

1.5.2 Ứng suất uốn tính toán:

2 2

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

2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

lim1

OH

 = 2.250 + 70 = 570 (N mm/ 2) Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở bánh lớn

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

NHE =

3 '

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

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

t'i - thời gian làm việc tính bằng giờ

ni – số vòng quay

t1'= 1

1 2 3

15.7.300.2.8 672075

lv

t t

t t t   giờ

t'2= 2

1 2 3

48.7.300.2.8 2150475

lv

t t

lv

t t

NFO - số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi uốn Đối với tất cả các loại thép thì : NFO = NFO1 = NFO2 = 5.106 chu kì

Vì NHE1 > NHO1 NFE1 > NFO1

NHE2 > NHO2 NFE2 > NFO2

2.2.2 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:

Với ψ ba- hệ số chiều rộng vành răng

2.3.3 Số răng của bánh răng

1 2

2 2.250

1254

983.6327

Sai số tỉ số truyền:

'

1 1 1

Vậy số răng cặp bánh răng được thõa

2.3.4 Kích thước bộ truyền bánh răng

dw1= Z1.m = 27.4 = 108 mm

dw2= Z2.m = 98.4 = 392 mm đường kính vòng đỉnh:

d 1 = dw1 + 2.m = 108 + 2.4 = 116 mm

d 2 = dw2 + 2.m = 392 + 2.4 = 400 mm Đường kính vòng chân răng :

df = dw – 2,5m

df1 = dw1 – 2,5m = 108 – 2,5.4 = 98 mm

df1 = dw2 – 2,5m = 392 – 2,5.4 = 382 mm vận tốc bánh răng:

2

I H FV u H

Cả hai bánh đều bằng thép nên môđun đàn hồi của vật liệu làm bánh răng E1 = E2 =

Kl –Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thường Kl = 1

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

2.5 tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn

F F

Y



 



 

Do đó độ bền bánh bị dẫn thấp hơn, nên ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn

2.5.2 Ứng suất uốn tính toán:

2 2

Nên độ bền uốn được thõa mãn

Bảng thông số bộ truyền bánh răng

Tra bảng ta có các thông số như sau:

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành hộp: k1 = 10 mm

Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn quay đến thành trong của hộp: k2 = 10 mm Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 mm

Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 20 mm

Chiều dài mayơ bánh đai: lm12 = B = 65 mm

Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ nhất trên trục I: lm13 = bw1 = 80 mm

Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ hai trên trục II: lm22 = bw2 + 5 = 75 + 5 = 80 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ ba trên trục II: lm23 = bw1 = 80 mm

Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục III: lm32 = bw2 + 5 = 75 + 5 = 80 mm

Chiều dài mayơ khớp nối:

Chọn khoảng cách từ ổ lăn đến điểm đặt lực của bộ truyền xích tải: lx = 100 mm

Vậy khoảng cách từ ổ lăn đặt ở vị trí đầu đến điểm đặt lực của bộ xích tải:

454,5.10.55,9.2

N d

18,5.10.55,9.2

N d

Y

Z

Tính mômen uốn ở các tiết diện nguy hiểm:

Tiết diện a-a:

.75,

a a

Điều kiện trục ở tiết diện b-b:

2 2

.75,

mCx = 251,5P3 + 71,5Pr2 – 323RDx = 0

251, 5.4201, 5 71, 5.1330, 4

3566 ( )323

Tiết diện e-e:

.75,

.75,

u

= 2 2

271285 0, 75.243690 = 343685 (Nmm)

3 343685

41 ( )0,1.50

Tiết diện a-a:

Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp(uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng:

a

K K

m a

Giới hạn mỏi và xoắn:

Giới hạn mỏi uốn: 10,45b 0,45.600270(N/mm2)

Giới hạn mỏi xoắn: 1 0,25b 0,25.600150(N/mm2)

u

a

M

N mm w

)/(99,47190.2

718422

2

0

mm N w

6,011

 

14, 95 4, 7

4,54,7 14,95



Hệ số an toàn cho phép [n] thường lấy bằng 1,5-2,5 ở điều kiện làm việc thông thường

Tiết diện a-a thỏa điều kiện

Tương tự ở tiết diện b-b:

Ta có:

Giới hạn mỏi uốn: 10,45b 0,45.600270(N/mm2)

Giới hạn mỏi xoắn: 10,25b 0,25.600150(N/mm2)

Tra bảng 7.3b có w,w0

Ứng suất pháp và tiếp sinh ra:

250898

13, 9 ( / )3660

u

a

M

N mm w

)/(56,47870.2

718422

2

0

mm N w

6,011

a m

a

K K

Giới hạn mỏi và xoắn:

Giới hạn mỏi uốn: 10,45b 0,45.600270(N/mm2)

Giới hạn mỏi xoắn: 0,25 0,25.600 150( / 2)

20, 6 ( / )7250

u

a

M

N mm w

)/(8,715610.2

2436902

2

0

mm N w

6,011

Tiết diện e-e thỏa điều kiện

Tương tự ở tiết diện i-i:

Ta có:

Giới hạn mỏi uốn: 10,45b 0,45.600270(N/mm2)

Giới hạn mỏi xoắn: 10,25b 0,25.600150(N/mm2)

)/(28,716740.2

2436902

2

0

mm N w

6,011

Tiết diện i-i thỏa điều kiện

1.5.3 Đối với trục III

)/(4,751200.2

7581562

2

0

mm N w

M x

m



1

1

270

10,93,3.7, 5

Tiết diện g-g thỏa điều kiện

Vậy then lắp bánh răng thỏa điều kiện

Kiểm nghiệm về sức bền dập của then lắp bánh đai theo công thức:

2.2 Trục II:

Đường kính trục II chỗ lắp bánh răng tại tiết diện e-e là 43 mm và tại tiết diện i-i là 46 mm Tra bảng 7-23 ta chọn 2 then có:

Tiết diện e-e : b = 14 mm; h = 9 mm ; t = 5 mm; tl = 4,1 mm; k = 5 mm, r = 0,2 mm

Tiết diện i-i : b = 14 mm; h = 9 mm ; t = 5 mm; tl = 4,1 mm; k = 5 mm, r = 0,2 mm

Chiều dài then ở chỗ bánh răng thứ 2 trên trục II:

35, 4 /43.5.64

Vậy then thỏa điều kiện

Chiều dài then ở chỗ bánh răng thứ 3 trên trục II:

33,8 /46.5.64

2.758156

53, 6 /65.6,8.64

Với then lắp khớp nối:

4'

758156656,880

42, 9 /65.6, 8.80

Khoảng cách từ trung điểm mayơ bánh đai và ổ lăn thứ I l12 77,5

Khoảng cách từ trung điểm mayơ ổ lăn thứ I và bánh răng l13 70,5

Khoảng cách từ trung điểm mayơ hai ổ lăn thứ I và II l11 141

Chiều dày ổ lăn trên trục B01 21

Khoảng cách từ trung điểm mayơ ổ lăn thứ III và bánh răng IV: l23 251,5

Khoảng cách từ trung điểm mayơ ổ lăn thứ IV và bánh răng III: l32 75,5

Bảng thông số trục III

Thông số Trị số (mm)

Khoảng cách từ trung điểm cặp ổ lăn trên trục : l 31 163

Khoảng cách từ ổ lăn đến điểm đặt lực của bộ xích tải l x 100

Bảng thông số then trên các trục

Bánh đai Bánh răng Bánh

răng

Bánh răng

Bánh răng

Phần VI: chọn ổ lăn và khớp nối trục

1 Chọn ổ lăn

1.1 Các thông số của ổ lăn

Trên mỗi trục ta chọn cùng một loại ổ lăn và được lấy theo ổ lăn lớn nhất;

Ta có RA >RB nên ta tính gối đỡ tại A

Tải trọng tương đương Q(K R V M A K K )t n t

Trong đó: Kt = 1 tải trọng tĩnh

Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100 0C

Kv = 1 khi vòng trong của ổ quay

Tra bảng P2.7 chọn ổ lăn cỡ trung, kí hiệu 307 với Cbảng = 26,2 kN; d = 35mm;

Ta có RD >RC nên ta tính gối đở tại D

Tải trọng tương đương Q(K R V M A K K )t n t (N)

Trong đó: Kt = 1 tải trọng tỉnh

Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100 0C

Kv = 1 khi vòng trong của ổ quay

Ta có RE = RF nên ta tính gối đở tại E hoặc F

Tải trọng tương đương Q(K R V M A K K )t n t (N)

Trong đó: Kt = 1 tải trọng tỉnh

Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100 0C

Kv = 1 khi vòng trong của ổ quay

1.3 Bôi trơn ổ lăn:

Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ, vì vận tốc bánh răng thấp, không thể dùng phương pháp bắn toé để hắt dầu vào trong hộp vào bôi trơn bộ phận ổ Có thể dùng mỡ loại

T ứng với nhiệt độ làm việc từ 60 ÷ 1000C và vận tốc dưới 1500 vòng/phút (bảng 8-28)[5]

Lượng mỡ chứa 2/3 chỗ rỗng của bộ phận ổ Để mỡ không chảy ra ngoài và ngăn không cho dầu rơi vào bộ phận ổ, nên làm vòng chắn dầu

Đường kính ra của hộp giảm tốc d= 60 mm

Mômen xoắn truyền qua trục nối:

x

Chọn hệ số tải động k=1,6

Ta chọn nối trục vòng đàn hồi cấu tạo đơn giản, dể chế tạo và giá rẻ:

Theo trị số momen và đường kính trục ta chọn kích thước trục nối (bảng 9-11)[5]

M = 1100 (Nm)

d = 60 mm; D = 220 mm; do = 36 mm ; l = 142 mm; c = 4 mm;

đường kính ngoài và tâm lỗ vít

Chiều dày khi không có phần lồi S 1

Khoảng cách từ tâm bu lông cạnh ổ

Khe hở giữa các chi tiết

Bánh răng với thành trong hộp

=(1- 1,2)=10mm  1 =(3-5)=32 mm

Số lượng bu lông nền

Z= ( ) 416 682 6(200 300) (200 300)